diseño de un módulo mecánico de enseñanza multiuso
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UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA
FACULTAD DE INGENIERIA MECÁNICA
“DISEÑO DE UN MÓDULO MECÁNICO DE ENSEÑANZA MULTIUSO”
TESIS
PARA OPTAR EL TITULO PROFESIONAL DE:
INGENIERO MECÁNICO
GRIMALDO GRANDEZ MARIN
PROMOCIÓN 1988-II
LIMA-PERU
DISEÑO DE UN MÓDULO MECÁNICO DE ENSEÑANZA MULTIUSO
INDICE
PROLOGO
CAPITULO I
1. INTRODUCCIÓN Página
1.1 Antecedentes…………………………………………………………8
1.2 Objetivo………………………………………………………………9
CAPITULO II
2. DESCRIPCIÓN DEL PROYECTO
2.1 Generalidades………………………………………………………...10
2.2 Alcance del Proyecto…………………………………………………12
2.3 Justificación del Proyecto…………………………………………….12
CAPITULO III
3. FUNDAMENTOS TEÓRICOS Y TÉCNICOS
3.1 Conceptos generales………………………………………………….13
3.2 Consideraciones mecánicas………………………………………….18
3.3 Tipo de materiales a utilizar………………………………………….20
3.3.1 Materiales de diseño del módulo……………………..………..27
3.4 Descripción de componentes y elementos mecánicos……………...30
3.4.1 Elementos de fijación …………………………………………30
3.4.2 Elementos de transmisión de potencia…………………………33
3.4.3 Máquinas herramientas…………………………………………40
3.5 Descripción de componentes eléctricos………………………………44
CAPITULO IV
4. CÁLCULO Y SELECCIÓN DE COMPONENTES MECÁNICOS
4.1 Introducción………………………………………………………….48
4.2 Dimensionamiento del módulo………………………………………51
4.2.1 Ergonomía……………………………………………………...52
4.2.2 Peligros en las máquinas……………………………………….54
4.3 Diseño de los componentes del sistema de movimiento horizontal ...61
4.3.1 Cálculo de las dimensiones de la placa del carrito…...………..63
4.3.2Cálculo de los ejes de soporte de placa……….....………..........70
4.3.3 Dimensión del vástago oscilante……………………………….80
4.3.4 Dimensión del eslabón ………………………………………...84
4.3.5 Cálculo de la longitud de manivela O1 P..…………………….85
4.3.6 Cálculo de la fuerza necesaria para mover el sistema…………91
4.3.7 Dimensionamiento del pin eslabón-vástago…………………..100
4.3.8 Dimensionamiento de las bocinas del eslabón .…………… 101
4.3.9 Dimensionamiento de las orejas del carrito…………………. 103
4.3.10 Cálculo por aplastamiento en la oreja del carrito.................. 105
4.3.11Cálculo del cordón de soldadura en las orejas…………….…108
4.3.12 Cálculo de soldadura en el eslabón………………………….110
4.3.13 Cálculo del pin de soporte del vástago ………………………113
4.3.14 Dimensiomiento de la bocina del pin de soporte del vástago..115
4.3.15 Cálculo del cordón de soldadura de soporte del vástago.........116
4.4 Diseño de los componentes del sistema de transmisión.............................119.
4.4.1 Rueda y piñón de salida..............................................................120
4.4.2 Rueda y piñón de entrada............................................................142
4.4.3 Diseño de los ejes........................................................................166
4.4.4 Cálculo de fajas y poleas.............................................................198
4.4.5 Selección de chumaceras.............................................................206
4.4.6 Cálculo del cordón de soldadura en los soportes de las
Chumaceras................................................................................211
4.5 Diseño del bastidor........................................................................................217
4.5.1Cálculo de esfuerzos en los carriles.......................................................218
4.5.2 Cálculo en el soporte de los carriles......................................................223
4.5.3 Ubicación de la viga crítica en la mesa principal.................................228
4.5.4 Cálculo de soldadura del soporte del carril.........................................238
4.5.5 Cálculo de soldadura en la viga crítica de la mesa del bastidor............241
CAPITULO V
5. CÁLCULO Y SELECCIÓN DE COMPONENTES ELÉCTRICOS
5.1 Introducción………………………………………………………….244
5.2 Dimensiones del panel eléctrico……………………………………..244
5.3 Sistema eléctrico……………………………………………………..245
5.4 Selección de componentes estándares……………………………….246
CAPITULO VI
6. EVALUACIÓN ECONÓMICA
6.1 Costos………………………………………………………………..249
CONCLUSIONES………………………………………………………..255
BIBLIOGRAFIA…………………………………………………………257
ANEXOS
PLANOS
APÉNDICE
PROLOGO
El presente proyecto es la respuesta a la necesidad de contar con un módulo para
desarrollar tareas y operaciones que exige el perfil ocupacional del técnico operativo de
los estudiantes del Senati Zonal Loreto por el cual se ha optado por el diseño de un
módulo mecánico de enseñanza multiuso para que los estudiantes puedan adquirir
destrezas y puedan responder en sus puestos de trabajo de manera eficiente.
CAPITULO I
Se explica los objetivos y alcances que tendrá este proyecto de diseño de un módulo
mecánico de enseñanza multiuso.
CAPITULO II
Se hace la descripción del proyecto en cuanto a su diseño mecánico y eléctrico
explicando la forma en que funcionan. También se sustenta la justificación para llevar a
cabo la fabricación posterior de este diseño del módulo mecánico de enseñanza
multiuso.
CAPITULO III
Se menciona aspectos teóricos y técnicos importantes que sirven de modelo para el
diseño del módulo mecánico.
Se hace referencia a diferentes tipos de módulos de enseñanza que existen, así como la
descripción de elementos mecánicos y eléctricos. También se menciona los tipos de
materiales que existen y que empleamos para el diseño del proyecto.
CAPITULO IV
Se muestra él dimensionamiento, fórmulas, gráficos y cálculos realizados a cada
elemento señalando el método así como selección de algunos componentes mecánicos
CAPITULO V
Se muestra el dimensionamiento del panel eléctrico así como la selección del motor,
variador y elementos eléctricos.
CAPITULO VI
Se calcula el costo que tiene el proyecto, describiendo costo de material y fabricación de
cada elemento, así como el costo de los componentes seleccionados tanto mecánicos y
eléctricos.
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CAPITULO I
INTRODUCCIÓN
La enseñanza de una carrera técnica operativa de mecánica implica conocimientos
tecnológicos para adquirir destrezas en el manejo de herramientas. En la enseñanza
actual pocas veces el alumno tiene la posibilidad de estar ante un problema real durante
su formación profesional por ello se propone un módulo mecánico de enseñanza
multiuso.
El módulo de enseñanza propuesto se utiliza para la instrucción en el montaje y
desmontaje de sistemas mecánicos, a fin de que el estudiante adquiera rapidez y
destreza.
El estudiante, técnico y profesional debe estar sujeto al cambio continuo de ahí que
necesita ser más competente, para lo cual se requiere de un método de entrenamiento
real, es así que el módulo diseñado surge como alternativa para el aprendizaje directo y
práctico.
8
Teniendo en cuenta que en los centros tecnológicos no existe este tipo de módulo será de
gran utilidad contar con el correspondiente diseño propuesto materia de la presente tesis.
El diseño se concibe de acuerdo al requerimiento de tareas que establece la formación
profesional del Perfil Ocupacional del SENATI-LORETO
La necesidad de hacer el diseño del módulo mecánico de enseñanza multiuso es la
necesidad de realizar tareas como: cálculos de transmisiones rígidas, estudiar las
tolerancias y ajustes en los elementos de máquinas, como respuesta a la necesidad en la
enseñanza técnica en el SENATI.
1.1 ANTECEDENTES
En el Perú no existen, sistemas mecánicos como la tratada en la presente tesis
Los centros de estudios tecnológicos contemplan dentro de su diseño curricular
temas como montaje y desmontaje de elementos de máquinas, no teniendo donde
realizar estas tareas para que el alumno logre destrezas y habilidades en el
manejo de herramientas, reconocer elementos de máquinas que integran un
sistema mecánico (máquinas, mecanismos).
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1.2 OBJETIVOS
Tener una maquina en la que el alumno aprenda a identificar elementos de
máquina, pueda realizar tareas y operaciones de montaje y desmontaje. Así como
cálculos de transmisión.
Diseñar un módulo mecánico de enseñanza multiuso, para que los estudiantes
del SENATI-LORETO realicen las tareas que competen a su formación básica
como montaje y desmontaje, reconocimientos de elementos de máquinas,
cálculos de transmisiones rígidas, flexibles y cálculo de potencia, tolerancia y
ajustes.
Generar tecnología propia con el diseño propuesto, para la posterior fabricación
del módulo.
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CAPITULO II
DESCRIPCIÓN DEL PROYECTO
2.1 GENERALIDADES
El proyecto consiste en el diseño del módulo para la posterior fabricación en los
talleres del SENATI-LORETO.
El módulo consta de los siguientes sistemas:
a) Sistema de potencia
b) Sistema de transmisión
c) Sistema de eléctrico
El sistema de potencia esta dado por un motor eléctrico trifásico rotor con jaula
de ardilla de 3/4 HP con 1680 rpm el cual se controla con un variador de
velocidad, la transmisión al eje motriz se realiza mediante 02 poleas y 01 fajas
trapezoidal de dimensión A58, este eje motriz descansa sobre 02 chumaceras tipo
brida de 02 pernos los cuales pueden moverse con libertad a lo largo de su
soporte esto facilita el cambio de engranaje para obtener diferentes relaciones de
transmisión. (Ver figura 4.42 pág. 118).
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El sistema de transmisión tiene tres ejes:
El eje de entrada o eje motriz sobre el que descansa la polea y el piñón D
(intercambiable) que da movimiento al tren de engranajes.
El eje intermedio sobre el cual descansa la rueda dentada C (fija) y el piñón B
que engrana con la rueda grande, este eje descansa sobre 02 chumaceras tipo
brida de 04 pernos.
El eje de salida sostiene la rueda dentada grande o rueda de salida A y descansa
sobre 02 chumaceras de pie que van fijados mediante pernos hexagonales al
bastidor.
Al girar la rueda grande y mediante un pin regulador de carrera se origina el
movimiento del vástago oscilante el cual esta acoplada mediante un eslabón
pivotante a un carrito, el que está constituida por una placa de 400x200 mm, dos
ejes que contiene 02 rodamientos cada una las cuales se deslizan sobre 02 carriles
colocados en la parte superior de la estructura del bastidor y que genera un
movimiento lineal.
El módulo mecánico cuenta con un panel de control para el encendido, apagado
del motor, variador de velocidad y componentes de lectura como amperaje y
voltajes y tacómetros.
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El módulo mecánico puede desmontarse en su totalidad ya que la propuesta de
esta tesis es el montaje y desmontaje. Así mismo se pueden hacer tareas según el
Plan específico de Aprendizaje (PEA) para la formación básica del técnico
operativo en el SENATI, como cálculos de potencia, relaciones de transmisión,
ajustes y tolerancias.
2.2 ALCANCES DEL PROYECTO
El proyecto está dirigido a la formación práctica de estudiantes de las carreras de
mecánica y afines.
2.3 JUSTIFICACIÓN DEL PROYECTO
El no tener una máquina disponible donde realizar tareas de montaje y
desmontaje, reconocimientos de elementos de máquinas, cálculos de
transmisiones rígidas, flexibles y cálculo de potencia, tolerancia y ajustes,
dificulta el proceso de aprendizaje, por ello se concibe el diseño del módulo
mecánico.
El diseño y posterior fabricación del módulo de enseñanza, es un aporte para la
enseñanza de futuros técnicos, ya que facilitan al alumno conocer elementos
mecánicos, realizar tareas y operaciones reales.
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CAPITULO III
FUNDAMENTOS TEÓRICOS Y TÉCNICOS
3.1 CONCEPTOS GENERALES
En la industria existen diferentes tipos de maquinas, que tienen en su estructura
componentes mecánicos y elementos de máquinas que cumplen diferentes
funciones para el cual han sido diseñados, la información técnica y teórica sirven
de apoyo para la concepción y elaboración del presente diseño.
A continuación se detallan conceptos teóricos.
Máquina
Es un sistema que sirve para ejecutar una tarea determinada y comprende una
serie de fuerzas y movimientos.
Fig. 3.1 Sierra Vaivén
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Mecanismo
Conjunto de elementos mecánicos que cumplen una función determinada en una
máquina.
Fig. 3.2 Mecanismo de transmisión de engranajes
Elemento o pieza
Es un elemento único y parte de un mecanismo
Fig. 3.3 Engranaje helicoidal
15
Miembro
Elemento material de una máquina o mecanismo que puede ser sólido rígido o
sólido flexible. Estos pueden tener varios nombres Por ejemplo: base, bastidor,
soporte, etc.
Fig. 3.4 Bastidor
Carga
Son fuerzas conocidas que actúan sobre los miembros del mecanismo, dentro de
ellos encontramos el propio peso del elemento o pieza, además existen fuerzas de
inercia producto del movimiento a si como fuerzas asumidas de diseño y pueden
ser puntuales o distribuidas a lo largo de una superficie
Módulo
Los módulos son equipos que ayudan a entender el funcionamiento básico de
ciertos sistemas, mecánicos, eléctricos, neumáticos, hidráulicos, electro-
neumáticos, electro-hidráulicos.
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La figura 3.6 muestra un módulo de electro-hidráulica en el cual se realizan
tareas básicas de funcionamiento circuitos hidráulicos utilizando mandos
eléctricos.
Fig. 3.5 Módulo de electro-hidráulica REXROTH
La fig.3.7 muestra un módulo para tareas de electro-neumática, los elementos
neumáticos trabajan a una presión de 6 bar.
Fig. 3.6 Módulo de electro-neumática REXROTH
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La fig. 3.7 muestra un módulo neumático el cual está constituida por válvulas
direccionales, válvulas de regulación de flujo y presión, cilindros neumáticos,
manómetros y se pueden realizar circuitos básicos de neumática.
Fig. 3.7 Módulo de neumática DEGEM SYSTEM
La fig. 3.8 muestra el módulo de hidráulica, donde se realizan tareas de montaje
de bloques hidráulicos que constituyen circuitos hidráulicos.
Fig. 3.8 Módulo de hidráulica
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3.2 CONSIDERACIONES MECÁNICAS
Una pieza mecánica que forma parte de un mecanismo está sometida a diferentes
fuerzas y movimientos por ello para el diseño de este elemento debemos tener
ciertas consideraciones en cuanto a sus propiedades y características mecánicas
Resistencia mecánica
Es la capacidad de oponerse a la rotura al ser sometido a una fuerza exterior.
Rigidez
Propiedad que presenta el material de oponerse a las deformaciones. Se
mide por el módulo de elasticidad en el campo elástico, el material es
más rígido si su módulo de elasticidad es más alto
Estabilidad
Capacidad de oposición del elemento a grandes desplazamientos como
consecuencia de pequeñas variaciones de la solicitación exterior
Esfuerzo máximo o carga de rotura a la tracción
Es la carga máxima dividida por el área original antes de ocurrir la
deformación.
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Punto de Fluencia
Es el punto en donde el material experimenta un alargamiento sin
aumento correspondiente de la carga. Esto se hace notable en los aceros
con medio o bajo contenido de carbono.
Los aceros con alto contenido de carbono no tienen punto de fluencia
característico.
Fragilidad
Es la tendencia a la fractura sin deformación apreciable
Capacidad de amortiguación
Es la aptitud de un material para absorber o amortiguar las vibraciones.
A nivel particular de esfuerzo el hierro fundido es un material más
absorbente que el acero
Ductilidad
Es la propiedad que permite la deformación permanente antes de la
fractura en tracción.
Maquinabilidad
Es una propiedad que se asocia con la facilidad de una materia a ser
torneado, taladrado, cortado por una máquina herramienta
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Maleabilidad
Es la propiedad de un material para deformarse el laminado o en el
forjado por martillado. Cuanto más maleable es el material se puede
obtener láminas más delgadas. El oro y el aluminio son materiales muy
maleables.
Plasticidad
El la propiedad del material para ser deformado extremadamente sin que
se rompa y ya no recupera su forma original.
Tenacidad
Es la capacidad que tiene un material para soportar cargas de impacto o
choque sin que este se rompa.
Dureza
Es una medida de su resistencia a la penetración localizada.
3.3 TIPOS DE MATERIALES
Los metales y las aleaciones empleados en la industria y en la construcción se
dividen en dos grupos principales: Materiales ferrosos y no ferrosos.
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Ferroso viene de la palabra Ferrum que los romanos empleaban para el fierro o
hierro. Por lo tanto, los materiales ferrosos son aquellos que contienen hierro
como su ingrediente principal.
Se considera que una aleación de hierro es acero si contiene menos de un 2% de
carbono; si el porcentaje es mayor, recibe el nombre de fundición.
Hierro o Fierro
Es un elemento químico cuyo símbolo es Fe, se considera un metal maleable de
propiedades magnéticas. El hierro tiene su gran aplicación en la formación de
los productos siderúrgicos.
Densidad 7874 Kg/m3
Dureza Mohs 4,0
Acero
El Acero es básicamente una aleación o combinación de hierro y carbono
(alrededor de 0,05% hasta menos de un 2%). Algunas veces otros elementos de
aleación específicos tales como el Cr (Cromo) o Ni (Níquel) se agregan con
propósitos determinados.
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Aceros al carbono
Más del 90% de todos los aceros son aceros al carbono. Estos aceros
contienen diversas cantidades de carbono y menos del 1,65% de
manganeso, el 0,60% de silicio y el 0,60% de cobre. Entre los productos
fabricados con aceros al carbono figuran máquinas, carrocerías de
automóvil, la mayor parte de las estructuras de construcción de acero,
cascos de buques, somieres y horquillas.
Aceros aleados
Estos aceros contienen una proporción determinada de vanadio,
molibdeno y otros elementos, además de cantidades mayores de
manganeso, silicio y cobre que los aceros al carbono normales.
Aceros estructurales
Son aquellos aceros que se emplean para diversas partes de
máquinas, tales como engranajes, ejes y palancas. Además se
utilizan en las estructuras de edificios, construcción de chasis de
automóviles, puentes, barcos y semejantes. El contenido de la
aleación varía desde 0,25% a un 6%.
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Fundición
Son aleaciones que contiene más de 2 % de carbono, cantidad de silicio |del 2 al
4 %, manganeso del 1%, bajo azufre y bajo fósforo. No pueden ser sometidas a
deformación plástica, no son dúctiles ni maleables y poco soldables pero se
pueden maquinar, relativamente duras y resistentes a la corrosión y al desgaste.
Propiedades:
Es muy frágil, dureza baja de unos 80 a 100 HB, resistente al choque térmico, a
la corrosión, absorbe las vibraciones, bajo costo y poco soldables comparado con
el acero.
Fundición gris
El hierro gris se utiliza bastante en aplicaciones como bases o pedestales
para máquinas, herramientas, bastidores para maquinaria pesada, y
bloques de cilindros para motores de vehículos, discos de frenos,
herramientas agrícolas entre otras.
Fundición Nodular
La fundición nodular, dúctil o esferoidal tiene una resistencia a la tracción
y tenacidad mayores que en la fundición gris ordinaria. La fundición
nodular se diferencia de la fundición maleable en que normalmente se
obtiene directamente en bruto de colada sin necesidad de tratamiento
térmico posterior.
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Fundición aleada
Las fundiciones aleadas son aquellas que contienen Ni, Cr, Mo, Cu, etc.,
en porcentajes suficientes para mejorar las propiedades mecánicas de las
fundiciones ordinarias o para comunicarles alguna otra propiedad
especial, como alta resistencia al desgaste, alta resistencia a la corrosión,
a1 calor etc.
Bronce
Es una aleación de cobre y estaño en proporción del 80% del primero y 20%del
segundo. El estaño trasmite al cobre la resistencia y dureza.
Si a la aleación de cobre y estaño se le agrega zinc, plomo, magnesio, aluminio,
se obtiene un material maleable sin sopladuras.
Propiedades
• Densidad: 8,90 g / cm3.
• Punto de fusión: 830 a 1020 °C
• Elongación: < 65%
• Dureza Brinell: 70 a 200
• Módulo de elasticidad: 80 a 115 GPa
• Resistencia a la cizalla: 230 a 490 MPa
• Resistencia a la tracción: 300 a 900 MPa
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Bronce fosforoso
Se compone de estaño hasta el 30%, desoxidado, con 0,5% o más de
fósforo; es muy duro y tenaz, se usa para engranajes, bocinas y motores,
etc.
Bronce grafitado
Este bronce es empleado en todo tipo de maquinas especialmente en
donde la lubricación de mantenimiento es dificultosa, incierta o
imposible
El contenido de aceite es SAE 30, 18% min en volumen
Contiene en su composición:
Cu = 85% Pb= 55 Sn =2,05% Zn=5 % Grafito = 2%
Fig. 3.9 Bronce grafitado
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Aluminio
Es un metal suave color blanco, peso ligero y poca resistencia mecánica pero
puede formar aleaciones con otros elementos para aumentar su resistencia y
adquirir varias propiedades útiles.
No se altera en contacto con el aire ni se descompone en presencia de agua,
debido a que su superficie queda recubierta por una fina capa de óxido que lo
protege del medio. Son fáciles de ensamblar, fundir o maquinar y aceptan gran
variedad de acabados. Por sus propiedades físicas, químicas y metalúrgicas, el
aluminio se ha convertido en el metal no ferroso de mayor uso.
Densidad 2,6 g/cm3
Fig. 3.14 Polea de aluminio
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3.3.1 Materiales de diseño del módulo. Los materiales que se utilizan en el diseño del módulo son comerciales y
fáciles de encontrar en el mercado, tienen características mecánicas
recomendables para la construcción de máquinas.
Bastidor. Se considera en el diseño tubos electrosoldados fabricados con acero al
carbono laminado en caliente (LAC), de sección cuadrada de 3”x3”x4mm
Son fabricados conforme las dimensiones de la norma ASTM A 513-00
El acero utilizado en la fabricación de los tubos es acero SAE 1009. Ver
en anexos catálogo de SIDERPERU.
Soporte de Carril y soporte para planchas de base del motor
Se considera para el soporte del carril, angular estructural de 2”x2”x1/4”
bajo la Norma ASTM A36 y tolerancia dimensionales ISO 657/V cuyas
propiedades mecánicas son:
Resistencia a la tracción: 4080 a 5620 Kg/cm2
Límite de fluencia mínimo: 2530 Kg/cm2
Ver en anexos catálogo de ACEROS AREQUIPA
Una característica de de este acero es su gran maquinabilidad y
soldabilidad. En la tabla 3-1 se muestra que electrodos podemos utilizar
Para diferentes tipos de acero.
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Tabla 3-1 Recomendaciones para soldar principales aceros estructurales
Carril
Se considera un canal en U de 3”x 5 Lb/pie con espesor del alma de
0,258” (6,55 mm) bajo la Norma ASTM A36 / A36M de buena
soldabilidad. Ver en anexos catálogo de ACEROS AREQUIPA
Planchas para soportes de chumaceras, portaejes para rodajes, base de
fijación del motor.
Consideramos planchas estructurales laminadas en caliente (LAC) bajo
las normas ASTM A36.
Limite de fluencia: 2536 Kg /cm2
Resistencia a la tracción: 4080 a 5610 Kg/cm2
% C máx: 0,25
Ver en anexos catálogo de ACEROS AREQUIPA
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Engranajes
Consideramos el acero Bohler VCL con 0,41% de carbono resistente a la
tracción, torsión y flexión. La dureza obtenible en el temple es de 52-56
HRC.
Ver en anexos catálogo de ACEROS BOHLER
Ejes y pines
Consideramos al acero SAE 1045 como material idóneo para la
fabricación de ejes y pines:
Limite de fluencia: 4000-5500 Kg/cm2
Resistencia a la tracción: 6700-8200 Kg/cm2
% C: 0,43-0,50
Ver en anexos catálogo de ACEROS AREQUIPA
Bocinas y topes
Para las bocinas que sirven como cojinetes en el cual pivotan elementos y
están sometidos a fricción como el brazo pivotante entre el vástago
oscilante y el carrito de movimiento horizontal utilizamos bronce
grafitado por ser un material antifricción autolubricados.
Ver en anexo 4-A
Para topes utilizamos el bronce común, estos topes sirven para fijar los
engranajes y poleas.
Ver en anexos catálogo BRONZE AND GUNMETAL
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Poleas
Para las poleas se considera el aluminio que es un material suave de fácil
maquinado.
3.4 DESCRIPCIÓN DE COMPONENTES Y ELEMENTOS MECÁNICOS.
Existe una diversidad de elementos mecánicos que cumplen diversas funciones
en una máquina o mecanismo y que describimos a continuación, ya que son
fundamentales para el diseño de este módulo.
3.4.1. Elementos de Fijación Son elementos que unen dos o más piezas, pueden ser de fijación
permanente o no permanente.
Pernos y tornillos
Es una pieza de acero de forma cilíndrica larga roscada y en un extremo
una cabeza de cierta característica. Los más utilizados son los pernos de
cabeza hexagonal y los pernos Allen. Los pernos se utilizan para fijación
de piezas.
Prisioneros
Son piezas cilíndricas roscadas de acero aleado de alta resistencia de
tamaño pequeño y se utilizan para fijar piezas sobre ejes como
engranajes, poleas, chumaceras.
31
Tuerca
Es un prisma con un agujero roscado interiormente y su función es la de
acoplarse a un perno o tornillo. Las tuercas están normalizadas y son de
diferentes formas.
Arandela
Es un disco plano que tiene un agujero en el centro por donde pasa el
perno y soportan las fuerzas de apriete. Las arandelas de presión se
utilizan en montajes de elementos mecánicos sometidos a grandes
esfuerzos y grandes vibraciones
Seguros
Son conocidos como anillos de retención y evita el movimiento axial de
elementos tales como rodajes, actúa como un trabador en el sentido axial,
la figura 3.27 muestra los diferentes tipos que existen en el mercado.
Fig. 3.11 Seguros Seeger alemanes
32
Chaveta
Es un elemento de sección rectangular o cuadrada que sirve para fijar en
forma solidaria dos elementos ejemplos un eje con una polea, un eje con
un engranaje etc. La figura 3.31 muestra una chaveta media luna
(Woodruff) para el acople de una rueda dentada con el eje.
Fig. 3.31 Montaje de chaveta media luna
Pasadores
Son elementos que sirven para alinear o fijar dos piezas uniéndolas
estableciendo una conexión entre ellos.
Fig. 3.38 Montaje de pasador de superficie ranurada DIN 1471
33
Los pasadores se utilizan mayormente en articulaciones mecánicas y para
fijar piezas. Existen varios tipos como pasadores lisos, estriados y con
resorte hueco cada uno para una función determinada.
Resortes
Son elementos de máquinas que pueden unir dos piezas pero con libertad
de movimiento ya sea por compresión o estiramiento del resorte.
3.4.2 Elementos de transmisión de potencia
En toda máquina se hace necesario el de transmitir movimiento entre dos
ejes con un parámetro determinado de velocidades que pueden ser
controlados según el diseño del elementos de transmisión. Esto se logra
mediante Correas, cadenas, engranajes.
Fajas y correas
Las correas planas y la trapezoidales son las que más se utilizan en la
transmisión de de movimiento. La faja trapezoidal tiene sección
transversal de un trapecio y de diferentes tamaños estandarizados
Faja Plana
Es un elemento que permite transmisión eficiente de potencias a
altas velocidades, ofrece flexibilidad y absorción de vibraciones y
pueden operar en poleas pequeñas. Se fabrican de lona de
tamaños diferentes y se unen mediante grapas.
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Fig. 3.14 Faja plana en la transmisión del husillo de un torno
Faja Trapezoidal
Son las que más se utilizan en la industria y permiten altas
relaciones de velocidad (8 a 30 m/s), son de larga duración,
silenciosas y permiten la absorción de vibraciones entre los ejes
motriz e impulsado. Su fabricación se hace en medidas estándar en
cuanto a su sección transversal.
Fig. 3.15 Faja trapezoidal en la transmisión de un
transportador de cereal.
Faja plana
35
Poleas
Es una pieza cilíndrica fija a un eje quien da el movimiento de rotación.
Pueden ser planas o de canal tipo “V” y su fabricación puede ser de acero,
hierro fundido o aluminio según el tipo de trabajo que va a realizar. La
figura 3.16 muestra una polea de aluminio de un solo canal
Fig. 3.50 Polea de aluminio tipo “V”
Engranajes
Son ruedas dentadas cilíndricas que se usan para transmitir movimiento y
potencia desde un eje hasta otro eje. La figura 3.17 muestra parte del
sistema de transmisión por engranajes de un torno.
Fig. 3.17 Transmisión por engranajes
36
Existe diversos tipos de engranajes entre ellos tenemos:
Engranaje de dientes rectos
Tienen dientes rectos y paralelos al eje del árbol que los sostiene,
la curva del diente tiene una geometría especial llamada curva
involuta.
Fig. 3.19 Engranaje de dientes rectos
Engranaje helicoidal
Sus dientes forman un ángulo con respecto al eje del árbol, este
ángulo se llama ángulo de hélice y su valor puede ser de 10° a
30°. Los dientes helicoidales trabajan con mas uniformidad que
los dientes rectos
Fig. 3.19 Engranaje helicoidal
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Engranaje cónico
Los dientes se tallan sobre la superficie de un cono y son
semejantes al de los engranajes rectos pero tienen lados inclinados
entre sí, son más anchos en el exterior y más estrechos hacia la
parte superior del cono. Se utilizan para transmisión de dos ejes
que forman 90°
Cremallera
Es un engrane en línea recta que al engranar con un engrane circular se le
llama accionamiento por piñón y cremallera. Se utilizan bastantes en las
máquinas herramientas.
Fig. 3.20 Transmisión piñón- cremallera en un taladro de columna.
Cojinetes
Los cojinetes son elementos que son sometidos a cargas radiales, cargas
axiales o ambos y que permiten el movimiento relativo entre dos
elementos de una máquina. Si el elemento rodante es una bola se les
38
llama rodamientos o cojinetes de bola y si el elemento rodante es un
rodillo se la llama rodamiento de rodillos.
Bocinas
Es un elemento de apoyo para un eje o árbol en donde este gira, reduce o
amortigua choques y vibraciones. El material utilizado es el bronce.
Fig. 3.21 Montaje del eje con bocina
Chumaceras
Son rodamientos montados que proporcionan un medio de sujetar la
unidad del rodamiento en forma directa al armazón de la máquina
mediante pernos. La caja se fabrica de acero moldeado o acero colado.
Fig. 3.22 Chumacera montada sobre un bastidor
Bocina Base
39
En la figura 3.23 se muestran tipos de chumacera
Fig. 3.81 Tipos de chumaceras
Tornillos de potencia
Son elementos largos y cilíndricos roscados que presentan varias formas
de perfiles de roscas tal como se muestra en la figura 3.24
F
Fig. 3.24 Tornillo patrón de un torno C8DM METALYK
Pie o base
Base roscada Brida 02 pernos
Brida 04 pernos
40
Ejes y arboles
Son elementos mecánicos de forma cilíndrica donde se montan las ruedas
dentadas, engranajes, rodamientos, poleas etc.
Arbol
Es un elemento giratorio que transmite potencia, se denomina
árbol de transmisión cuando recibe la potencia de una máquina
motriz y la transmite a otra por medio de correas o cadenas desde
varios puntos en su longitud
Eje
Un eje es un elemento estacionario sobre el cual hay montadas ruedas
giratorias, poleas etc.
3.4.3 Máquinas herramientas
Son aquellas máquinas estacionarias en donde se pueden fabricar piezas
mecánicas. El modelado de la pieza se realiza por arranque de viruta,
estampado, corte o electroerosión
Entre las principales tenemos:
41
Torno
Es una máquina herramienta que permite fabricar piezas cilíndricas en metal como ejes escalonados, bocinas, poleas, ejes roscados rosca etc.
Fig. 325 Torno Romi 30A. Senati-Loreto
Cepilladora de codo
Es una máquina herramienta que trabaja las piezas por arranque de viruta
y se realizan trabajos de caras planas o escalonadas, canales o ranuras,
paralelismo entra caras, canal chavetero de ejes y ruedas dentadas, etc.
La figura 3.26 muestra un cepilladora de codo ubicada en el taller de
mantenimiento de la Zonal-Loreto.
42
Fig. 3.26 Cepilladora de codo Senati-Loreto
Fresadora
Es una máquina de movimiento continuo, destinada al mecanizado de
metales por medio de una herramienta llamada fresa, que permite realizar
operaciones de fresado de las superficies de las más variadas formas:
planas, cóncavas, convexas y combinadas. Se fabrican con esta máquina
todo tipo de engranajes, ranuras, canal chavetero para ruedas dentadas,
poleas y ejes. La figura 3.27 muestra la fresadora universal.
43
Fig. 3.27 Fresadora universal Senati-Loreto
Fig. 3.98 Taladro fresador Senati-Loreto
Rectificadora
Es una máquina que ejecuta una operación de acabado preciso por medio
de una muela abrasiva. Se pueden rectificar caras planas y ejes con un
acabado de hasta 5 a 15 µm de profundidad de corte si el grano de la
muela es de 80 a 100 (grano fino). La figura 3.29 muestra la rectificadora
para superficies planas.
44
Fig. 3.29 Rectificadora plana Senati-Loreto
3.5 DESCRIPCIÓN DE COMPONENTES ELÉCTRICOS
Existen diversos componentes eléctricos que seleccionaremos en el capitulo V
por ello creo conveniente dar una referencia de estos elementos que sirven como
base para el sistema eléctrico del módulo.
Motor eléctrico
Es una máquina que transforma la energía eléctrica en mecánica. Existen motores
de corriente continua (CD) y corriente alterna (CA). En la actualidad los más
usados en la industria son los de CA por sus características como ajustar su
velocidad dentro de una gama sumamente amplia que puede ser controlada con
precisión.
45
Motor asíncrono
El principio de funcionamiento del motor asíncrono se basa en la creación
de una corriente inducida en un conductor cuando éste corta las líneas de
fuerza de un campo magnético, de ahí el nombre de “motor de inducción
tipo jaula de ardilla”
Interruptor magnetotérmico
Son automáticos y abren el circuito ante cualquier sobrecarga protegiendo al
circuito. Se utiliza al principio de cada circuito (circuito de fuerza y circuito de
mando)
Fig. 3.102 Interruptor magnetotérmico tripolar
Fig. 3.103 Interruptor magnetotérmico bipolar
46
Contactor
Es un aparato mecánico eléctrico de conexión, controlado mediante un
electroimán; cuando se energiza la bobina del contactor sus contactos cambian de
posición (los contactos abiertos se cierran y los contactos cerrados se abren). Los
contactos recuperan su posición original cuando cesa la energía eléctrica. Ver
figura 3.32
Fig. 3.32 Contactor trifásico de corriente alterna, 220 V entre fase
Relé térmico
Es aquel dispositivo eléctrico que da protección en casos de sobrecarga. Utiliza el
principio bimetálico, constituidos por dos láminas soldadas entre sí que para una
misma elevación de temperatura se traducirá como una deformación.
Fig. 3.33 Relé térmico
47
Pulsadores
Los pulsadores son interruptores que sirven para interrumpir y cerrar circuitos se
accionan por botones de plásticos. Normalmente se proporciona dos juegos de
contactos, de tal manera que cuando se oprima el botón, se abre un juego y cierra
el otro. Con estos dispositivos se puede controlar un motor eléctrico desde varias
estaciones conectados a través del mismo contactor.
Fig. 3.34 Pulsador de arranque
Fig. 3.35 Pulsador rojo de emergencia
Indicadores luminosos
Son lámparas que se utilizan como indicadores de encendido de un motor asi
como la ocurrencia de un cortocircuito, se instalan en el tablero de control.
Fig. 3.36 Indicador luminoso
CAPÍTULO IV
CUCULO Y SELECCIÓN DE LOS COMPONENTES MECÁNICOS
�'TRODUCCIÓN
lfJ módulo diseñado y propuesto consta de un sistema mecánico de movimiento
::orizontal y un sistema mecánico de transmisión.
::J sistema de movimiento horizontal, está constituido por una placa rectangular,
.!os ejes, cuatro rodamientos, seguros y un brazo llamado eslabón el cual acopla
_:; carrito con el vástago oscilante, tanto el eslabón como el vástago reaJi:zan
:::,ovimientos pivotantes, por lo que se considera en el acople, bocinas con pines o
;-asadores cilíndricos. La figura 4.1 muestra el esquema del sistema de
�vimiento horizontal.
Carril
_-::1. 4.1 Esquema del sistema de movimiento horizontal.
PI oca rectangular y rodamientos (carrito)
4.1
53
La figura 4.3 muestra las posturas de trabajo del operario para diferentes
tipos de oficios.
Debemos tener en cuenta estas posturas para el manejo del módulo.
Trallajo l�ro ·rrabajo dr prrci,íón
Fig. 4.3 Posturas en el trabajo para diferentes oficios.
Conclusiones de diseño para el módulo, de acuerdo a la postura del
operario.
Postura vertical v de frente
El encendido del módulo se hace en posición de pie y de frente ya que se
considera para el diseño, un tablero eléctrico a una altura de 0,80m con
una inclinación de 30º con respecto de la horizontal, el cual también tiene
instrumentos de lectura, además de observarse a través de guardas
55
Peligros mecánicos
De traslación
Estos mecanismos presentan peligro de arrastre o aplastamiento y
se presentan en mecanismos con conexiones de bielas y volantes.
En la figura 4.2 se muestra estos mecanismos.
Volante
Fig. 4.4 Volante de una máquina numeradora automática
Fig. 4.5 Mecanismo de en una sierra vaivén
1)
56
De rotación
Existen en todas las máquinas y las clasificamos como sigue:
a) Elementos giratorios
Se presentan cuando dos ejes o arboles paralelos giran en
sentidos contrarios. Se presentan en mecanismos de
transmisión de engranajes. Presentan peligro de atrapamiento.
Fig. 4.6 Mecanismo de engranajes en un torno
b) Partes giratorias y elementos flexibles.
Existe peligro de atrapamiento y aplastamiento se presentan en
correas y poleas, cadenas, piñón y cremallera etc.
Fig. 4.7 Transmisión por faja en V de un gusano transportador para alimentos
57
c) Piezas giratorias en un eje fijo
Peligro de cizallamiento y aplastamiento, se presentan en
volante, poleas, piedras de esmeril, piedras de pulidora.
d) Ejes de transmisión de potencia
Peligro de atrapamiento y cizallamiento, se presentan en
brocas, tornillos mandriles, cajas de cambio, reductores.
e) Resalte y aberturas.
Son peligrosos por las aberturas que poseen, ventiladores,
poleas, catalinas, engranajes.
De oscilación
Existe peligro de cizallamiento, aplastamiento y enganche, se
presentan en los mecanismos basculantes y de oscilación
Fig. 4.8 Sistema oscilante en una maquina cepilladora de codo.
58
Peligros partes en movimiento
El peligro se debe a la parte o elemento que se mueve, se presenta
en dientes de una hoja de cinta, costura de correas, hay peligro de
corte y enganche.
Fig. 4.9 Sierra cinta para madera
2) Peligros eléctricos
La electricidad es muy peligrosa, tanto mas no es perceptible por nuestros sentidos. A
continuación mencionamos los peligros eléctricos.
Por contacto directo
Son los provocados cuando las personas entran en contacto con las partes por las que
circula la corriente eléctrica: cables, enchufes, cajas de conexión.
59
Por contacto indirecto
Un contacto eléctrico indirecto es un contacto de personas o animales puestos
accidentalmente en tensión o un contacto con cualquier parte activa a través de un medio
conductor.
Por corto circuito y sobrecarga
Se entiende por cortocircuito, a la falla que puede aparecer en un circuito o instalación
eléctrica cuando se interpone entre dos conductores que se hallan bajo una tensión
eléctrica, una resistencia de valor despreciable o valor nulo.
3) Peligros producidos por el ruido
La exposición continua al ruido que produce una maquina es perjudicial para el oído de
la persona. Por ello el operador de la máquina debe necesariamente utilizar protección
personal.
60
Tabla 4-1 B Normas vigentes en el Reglamento interno de Seguridad y Salud en el
Trabajo. Senati.
TIPOS DE PELIGROS
De traslación
De rotación
De oscilación
Contacto directo
Contacto indirecto
Fenómenos
electrostáticos
Cortocircuitos y
sobrecargas
Pérdida de agudez.a
auditiva
Interferencia con la
comunicación oral
CONSIDERACIONES PARA EL DISENO
-Las máquinas poseen resguardos en sus partes móviles.
Estándares de seguridad en los procesos. Art. 68 (Reglamento interno de
Seguridad y Salud en el Trabajo. Senati).
-Se protegerá todas las partes móviles de las máquinas,
motores, transmisiones, acoplamientos etc, que constituyan
peligros para quienes las operan.
Resguardo de maquinarias. Art. 119 (Reglamento interno de Seguridad y
Salud en el Trabajo. Senati).
-Cada sede cuenta con la cantidad apropiada de pozos de puesta
a tierra y todo equipo eléctrico/electrónico, debe tener conexión
al sistema de protección a tierra.
Estándares de seguridad en los procesos. Art. 68 (Reglamento interno de
Seguridad y Salud en el Trabajo. Senati).
-En los puestos de trabajo en donde, donde el nivel del ruido
sobrepase el limite permisible de acuerdo a las mediciones, será
obligatorio el uso de protectores auditivos personales, tales
como tapones o auriculares, según convenga.
Protección personal Auditiva. Art. 75. (Reglamento interno de Seguridad y
Salud en el Trabajo. Senati)
-Las máquinas que producen ruidos o vibraciones se deberán
cimentar o anclar fuertemente al piso
Ruidos y Vibraciones. Art. 87. (Reglamento interno de Seguridad y Salud en
el Trabajo. Senati)
61
De acuerdo a las Normas establecidas en la tabla 4-1 B, el módulo cumple con
estos requisitos:
- El disefto del módulo, cuenta con resguardo en todas sus partes móviles.
- El módulo tiene que conectarse con el pozo de puesta a tierra en su instalación.
- El módulo en su diseflo tiene placas de anclaje en sus patas.
DISEÑO DE LOS COMPONENTES DEL SISTEMA DE MOVIMIENTO
ORIZONTAL.
Sistema de movimiento horizontal está compuesto de los siguientes
díc:nentos:
Placa de carrito.
- Pernos de la placa.
Orejas de la placa.
Ejes de carrito.
Rodamientos del carrito.
- Eslabón.
Bocinas del eslabón.
Pin de eslabón-carrito.
Pin de eslabón-vástago.
62
- Vástago oscilante.
- Soporte del vástago.
- Seguros exteriores para ejes.
Fig. 4.10 Mecanismo de colisa en máquina cepilladora
El mecanismo de colisa o de Whitworth (también llamado de manivela-cepilladora) es el que adoptarnos como base para diseftar el movimiento lineal oscilatorio. La fig. 4.10 muestra este mecanismo de colisa.
63
4.3.1 Cálculo de las dimensiones de la placa del carrito.
La placa soporta los diferentes pesos de prueba que se debe poner sobre la
misma en forma gradual hasta llegar al peso máximo de 100kg, se
considera como medidas tentativas las mostradas en la figura 4.11.
Fig. 4.11 Medidas de la placa del carrito.
Consideraciones de diseño.
La relación largo /ancho igual a 2.
- La fuerza actuante sobre la placa se distribuye en toda su área.
- Para calcular el espesor de la placa carrito, se utiliz.a las fórmulas
de la teoría de placas rectangulares (Roark, pág. 502).
La placa se encuentra apoyada en sus extremos (ancho)
El diseño contempla una carga máxima de l 00 Kg (980N) , el cual se
logra adicionado pesas gradualmente y considerando que la fuerza se
64
distribuye en forma uniforme en toda la placa que está apoyada en
su lados, utilizamos las fórmulas establecidas en tabla 4.2 (Roark pág.
502.)
Tabla 4-2 Cálculo de esfuerzos en placas rectangulares (Roark. Cap. 11 pág. 502)
Entonces las fórmulas correspondiente al esfuerzo máximo y la
deflexión máxima
65
…………………. (4-1)
Donde:
q = carga distribuida
b = ancho de la placa
t = espesor de la placa
…………………… (4-2)
Donde:
E = módulo de Young
Las dimensiones de la placa son a = 400 mm b = 200 mm
Por consiguiente el parámetro es a/b = 2
2
2
t
qbmax
βσ =
3
4
Et
qbymax
α−=
constante =β
constante =α
66
De la tabla 4-2 para esta relación obtenemos las constantes
α = 0,1110
β = 0,6102
Carga distribuida actuante sobre la placa
La carga se distribuye en toda el área de la placa para su cálculo
empleamos la fórmula 4-3.
…………………… (4-3)
Donde:
F = fuerza
A= área
El área de la placa se calcula mediante
A = a x b …………………………….. (4-4)
Remplazamos valores de a y b
A = 0,2 m x 0,4 m = 0,08 m2
A
Fq =
67
Reemplazando la fuerza y el área en la expresión (4-3)
q = 12250 N/m2
La flexión en la placa debe ser menor en comparación a su
espesor asumimos un valor de =maxy 0,1 mm
De la tabla 4.2 obtenemos para el acero ASTM A36 el valor del módulo
de elasticidad E = 207 x 109 N/m2.
Tabla 4.2 Propiedad de los Materiales (Raymond J. Roark, pág. 33)
68
De la fórmula (4-2) despejamos el espesor de la placa t
Obtenemos:
…………………………….. (4-5)
Reemplazando en valores en (4-5)
t = 4,7192 mm
Espesores comerciales 3/16", 1/4", 3/8", 1/2", 5/8", 3/4",
Asumimos como espesor final 1/4" (6.35 mm)
Calculamos el esfuerzo máximo
Reemplazamos valores en la expresión (4-1)
Calculamos el esfuerzo máximo admisible al que puede ser sometido el
acero con seguridad, como el acero es un material dúctil consideramos el
límite de fluencia como referencia.
3
43
maxy.E
qbt
α=
2max
23
22
max
/23,7415165
)1035,6(
)2,0)(/12250(6102,0
mN
mxmmN
=
= −
σ
σ
yadm S,60=σ
69
De los valores calculados:
El peso de la placa la obtenemos con el programa de SolidWork.
W1=3.9878 Kg(39,08N)
Grado de Acero
Composición Química (% en peso)Espesor
Requerimientos Físicos
C Máx. Mn
P Máx.
S Máx.
Si Máx. Cu Cb V Ni Cr N2
Límite de Fluencia Mín.
Resistencia a la Tensión
Elongación % Mín.
Pulg. mmKSI MPA KSI MPA EN 8"
EN 2"
ASTM A-36 0.25
0.80 - 1.20 0.040 0.050 0.40 --- --- --- --- --- ---
0.180 - 0.500
4.6 - 12.7 36 250
58 - 80
400 - 550 20 21
26 / 10150 mNxadm =σ
Tabla 4-3 Propiedad del acero ASTM A36
≥= / 10150 26 mNxadmσ2
max /23,7415165 mN=σ
70
4.3.2 Cálculo de los ejes soporte de placa
Los ejes tienen una superficie plana donde se realiza 03 agujeros
roscados los cuales sirven para asegurar la base con pernos hexagonales.
La figura 4.26 muestra algunas dimensiones del eje (02 unidades iguales)
En los extremos se hace escalonado para alojamiento de 02 rodamientos
de bolas y se considera anillos de retención exterior DIN 471 para evitar
que el rodamiento quede fuera de lugar.
Fig. 4.12 Eje de apoyo de placa base (02 unidades)
71
Fuerzas actuantes sobre los ejes soporte
Los dos ejes soportan la carga de prueba (980 N)
distribuida uniformente en toda el área más la carga de la
base, pernos y orejas.
Consideraciones para el diseño:
El peso de 980N la consideramos como una fuerza aplicada en
un punto ya que es más desfavorable.
Para el cálculo consideraremos al eje como una viga sometido
a flexión pura por estas fuerzas por lo tanto no
consideraremos esfuerzos torsión.
La fuerza total tiene que ser dividida entre 2 ya que son dos ejes.
Debo considerar el peso de dos orejas que van soldadas a la placa,
por ello se da una tentativa de las dimensiones de las orejas.
W total sobre los ejes = F + W1 + 2W3 + 6W4 ……. (4-7)
Donde:
F Fuerza debido a la carga máxima de prueba
W1 peso de la placa
W3 Peso de oreja (02 unidades)
W4 Peso de perno M12 (06 unidades)
73
Reemplazando valores pesos. Ver página 119
W total sobre los ejes = 980 N + 39,08N+2(3,8366N)+6(0,046156N)
W total sobre los ejes = 1027,03N
Entonces un eje soporta 1027,03N/2 = 513,515N
Diagrama de momento flector
Consideramos la fuerza calculada de 513,515N actuando en el centro del eje.
Diagrama del cuerpo libre del eje
200
100 513,515 N
R2 R1
NRR
Fv
7575,256
0
21 ==
=∑
X M
R1
V
C
100X0 ≤<
74
A continuación encontramos el punto crítico en el cual el esfuerzo
es máximo. Tenemos cuenta que solo estamos trabajando en el
plano vertical ya que los ejes se apoyan en rodamientos. Por ello
realizamos el diagrama de momentos flectores en el plano vertical.
positiva pendientecon recta X.7575,256M
XRM
0XRM
0Mc
1
1
=
=
=−
=∑
negativa pendientecon recta X.7575,2565,51351M
X7575,256)100X(515,513M
XR)100X(515,513M
0'Mc
1
−=
=−+
=−+
=∑
200X100 ≤<
X
M
R1
VC’
100
513,515N
75
Diagrama de fuerzas cortantes y momentos flectores
200
100 513,515 N
R2 R1
25675,75 N.mm
76
La sección transversal del eje no es circular ya que tiene una parte
plana (ver figura 4.27) sobre la cual descansa la base horizontal.
Para calcular el esfuerzo máximo que puede soportar este eje
debido a las fuerzas actuantes anteriormente descritas y que se
resumen en el momento flector máximo calculado de 25675,75
N.mm empleamos la fórmula de Navier.
Ley de Navier:
“En una sección sometida a flexión pura, los módulos de las
tensiones que se ejercen sobre los distintas fibras son
directamente proporcionales a sus distancias a la fibra neutra”
Según Navier
11 YI
M−=σ ……………………………………. (4 - 8)
……………………………………, (4 -9) 22 YI
M−=σ
77
Donde:
21 , σσ Esfuerzos
M Momento flector
I Momento de inercia
El σ máx se obtiene con el momento máximo flector (M máx) y
con la distancia máxima de la fibra neutra (Y máx)
………………………...(4 -10)
Con ayuda del programa dibujamos la sección del eje y
determinamos el momento de inercia con respecto al centro de
gravedad (figura 4.28) y determinamos las distancias Y1 y Y2
2,19
Y1=19,54
Y2=25
C.G
Fibra neutra
máxmáx YI
M−=σ
78
Fig. 4.27 Sección transversal del eje, ubicación del centro de gravedad.
Fig. 4.28 Valores de los momentos de inercia
Reemplazando valores en las ecuaciones (4 – 8) y (4 – 9 )
Calculamos los esfuerzos a la fatiga
22
2
21
1
N/m 606,2944734
)mm25(17,217980
mm.N75,25675
N/m 445,2325162
)mm74,19(17,217980
mm.N75,25675
=
=
=
=
σ
σ
σ
σ
79
El esfuerzo máximo está determinado por:
{ }21máx ,Máx σσσ =
De la expresión (4-6) para el acero el esfuerzo admisible es
22
26 N/m 606,2944734N/m10150 =>= σσ xadm
Como es mayor se comprueba que no falla
80
4.3.3 Dimensión del vástago oscilante
El movimiento lineal de la base oscilante horizontal por razones de diseño y espacio en la geometría de la máquina es aproximadamente 700 mm, por lo cual la carrera de cualquier punto considerado en la base debe ser de 300 mm. La figura 4.19 muestra claramente la geometría establecida
Fig. 4.19 Carrera de la base
La figura 4.20 muestra la geometría del sistema de oscilación donde
OA es el vástago que pivota en “O” de 500 mm, AB es el eslabón el
cual determinaremos su longitud de tal manera que cumpla con las
condiciones geométricas requeridas. Para la máxima carrera el brazo
barre un ángulo de 2 Ø el máximo desde su posición inicial OA hasta su
posición final OA1
81
A
B β β
A1
B1
M
Fig. 4.20 Geometría del sistema de oscilación
Para el cálculo del eslabón AB emplearemos la geometría euclidiana y la trigonometría.
82
Dela figura 4.20
mmAB
AB
MB
0981,159
0304,53150
: valoresdoReemplazan
AMAB
ABM trianguloelEn
mm 150AM
ABM trianguloDel
mm 53,0304MB
OM-530MB
Entonces
mm 476,9696OM
)Cos(17,457 500OM
17,4576
150Sen 500
22
22
=
+=
+=
=
=
=
=
°=
°=
=
φ
φ
83
Mediante un croquizado en Solidworks determinamos el ángulo β y
comprobamos el ángulo Ø.
Fig. 4.21 Medidas finales del modelo para el sistema oscilante
84
4.3.4 Dimensión del eslabón
Consideramos la forma del eslabón (ver figura 4.22) como la unión de
tres elementos 02 cuerpos cilíndricos y una platina, los cuales irán
soldados.
La dimensión entre centros es de 159 mm (Fig. 4.22) la medida del largo
del cilindro mayor está dada por la separación de las orejas soldadas a la
base oscilante (ver sección 4.3.4) dejando un juego o separación de 0,95
mm máximo (ver plano N° 1) ya que este al trabajar pivotará.
Fig. 4.22 Forma del eslabón
159 mm
85
4.3.5 Cálculo de la longitud de manivela O1P
Determinaremos la longitud de la manivela de acuerdo a la geometría
establecida en la figura 4.32 y teniendo en cuenta un valor entero para
facilitar los cálculos
El croquizado en Solidworks nos ayuda a determinar esta medida, en la
figura 4.29 ubicamos la circunferencia tangente a las dos posiciones del
vástago (inicial y final).
Posición inicial
Posición final
P Q
O1
o
Fig. 4.23 Dimensionamiento de la manivela
A
B
86
El radio de la circunferencia (Fig. 4.29) que describe el movimiento
circular de la manivela es la medida de la manivela el cual tiene un valor
de 95 mm.
En el mecanismo oscilante se presenta dos velocidades para el vástago,
para un giro constante de la manivela, al recorrer barriendo en sentido
antihorario desde el punto P hasta el punto Q (Fig. 4.29) un ángulo desde
0° hasta 214,89° realiza un movimiento de velocidad menor, al que
recorre barriendo el ángulo en sentido antihorario desde Q hasta P igual
a 145,11°.
α
R RSenα
RCosα
P
P1
O Fig. 4.24 Posición cualquiera del mecanismo
N
87
A este tipo de mecanismo se le conoce como “mecanismo de retroceso
rápido” y se emplea en maquinas Limadoras.
Cálculo de la longitud L (OP1)
De la figura 4.30 determinamos la longitud “L” que varia cuando el punto
P se desplaza a lo largo de la circunferencia de radio 95 mm. Del
triangulo OP1N planteamos la ecuación.
…………………… (4-11)
La tabla 4 - 4 muestra valores de ángulos rotación de O1P1 (Fig. 4.31) en
sentido antihorario, además los valores de L = OP1 (Fig. 4.30).
Fig. 4.25 Posición de O1P1 cuando α = 15°
[ ] [ ]2286316 αα RCosRSen,L ++=
α=15°
β=17,24°
O1
P1
88
Relación del ángulo α y β *
(*) El ángulo β se determina gráficamente del croquizado en Solidworks, en la figura
4.31 se muestra el ejemplo. Para un ángulo de α =15° corresponde un ángulo β =14,36°
Tabla 4-4 valores de α , β , L
Valores de α Valores de β Valores de L Observación
-17,45° 19,47° 302,278
0° 18,73° 330,795
15° 17.24° 353,563
30° 15,42° 373,533
45° 13,63° 389,866
60° 12,16° 401,949
75° 11,21° 409,362
90° 10,88° 411,860 L máx
105° 11,21° 409,362
120° 12,16° 401,949
135° 13,63° 389,866
150° 15,42° 373,533
165° 17,24° 353,563
180° 18,73° 330,795
195° 19,46° 306,339
197,45° 19,47° 302,278
210° 19,02° 281,644
225° 17,26° 258,563
240° 14,55° 239,348
255° 11,96° 226,436
270° 10,88° 221,860
285° 11,96° 226,436
300° 14,55° 239,348
315° 17,26° 258,563
330° 19,02° 281,644
342,55 19,47° 302,278
345° 19,46° 306,339
360° 18,73° 330,795
89
Fig.4.32 Variación del ángulo β
90
Fig.4.33 Variación de la distancia L=OP1 para varias posiciones de OP1 (medidas en mm
91
4.3.6 Cálculo de la fuerza necesaria para mover el sistema
Debemos hacer algunas consideraciones para el cálculo de fuerza F que
necesitamos para mover el sistema. Analizamos las fuerzas que actúan
sobre el eslabón AB quien conecta con el eslabón y el carrito de
movimiento horizontal.
oscilante
1
A
B
2
β
o Fig. 4.28 Esquema de posición cualquiera del sistema
F
92
Calculo de fuerzas el eslabón AB
Realizamos el diagrama de fuerzas en el eslabón AB fig. 4.35,
considerando la distancia total entre centros pivotantes de 159 mm
(sección 4.3.6 pág. 97)
Fig. 4.35 DCL del eslabón AB
R3 es la fuerza vertical
Pi3 fuerza de reacción horizontal
G centro de gravedad
G2 peso del eslabón
R´12 , R”12 reacciones en el pivote A
L distancia del pivote B al centro de gravedad
R3
pi3
β
B
A
'R12
''R12G2
G
h2
93
Nota: Consideramos las fuerzas de inercia igual a cero porque no
hay gran masa
La distancia L y el peso G2 se obtiene con ayuda del
Solidworks
Fig. 4.36 Centro de gravedad del eslabón
De la figura 4.36
L = 70,48 mm
G2= 1786,03 g = 17,50 N
94
Cálculo de '12R
Cálculo de R3
Está constituida por los siguientes pesos:
W1 Peso de la Placa
W2 Peso de eje (02 unidades)
W3 Peso de oreja (02 unidades)
W4 Peso de perno M12 (06 unidades)
14) -.....(4.............................. )(cos84,0
150
cos48,7078603,1
13)-(4y 12)-(4 Re
cosh
13) -(4 ............................................
)124..(..............................0
0
'12
'12
2
22'12
22'12
kgR
mmmmKgR
endatosemplazamos
Ldonde
ABhGR
hGABR
M B
β
β
β
=
×=
=
×=
−=×+×−
=∑
95
W5 Peso de rodamiento (04 unidades)
W6 Peso del pin
W7 Peso de prueba máximo
Los pesos se obtienen con el software de SolidWorks
W1 = 3,9878 Kg (39,08 N)
W3 = 0,39149 Kg (3,8366 N)
W2 = 2,90944 Kg (28,512512 N)
Entonces tenemos:
R3 = W1 + 2W2 + 2W3 + 6W4 + 4W5 + W6 + W7…….. (4-15)
Reemplazando valores en (4-15)
R3= 39,08N + 2(28512512) +2(3,8366N) +6(0,046158N
+4(0,221088N) + 4,098N + 980 N
R3= 1089,04 N
96
Calculo de Pi3
De la Fig. 4.35 hallamos la suma de momentos en el punto A y
aplicamos condición de equilibrio.
( )
N 03,3108Pi
19,47 para
159.159.159.
0
3
323
=
°=
=−+
=∑
β
βββ SenPiCosLGCosR
M A
Cálculo de R12
Croquizando las fuerzas en SolidWorks hallamos gráficamente
R12.
Fig.4.37 Polígono de fuerzas
R3=1089,04N
G2=17,50N R”12=3297,87N
R12=3297,88N
R´12=7,76N
Pi3=3106,69N
β=19,47°
97
Cálculo de Fuerza necesaria para mover el sistema de movimiento horzontal
Determinamos el centro de gravedad con ayuda del programa, el C.G. se
encuentra 5.01 mm por encima del eje de coordenadas referencial.
Fig.4.32 Centro de gravedad del vástago
Fig.4.33 Posición del vástago al inicio
98
Realizamos el Diagrama de cuerpo libre del vástago
Fig.4.40 Análisis de fuerzas en el vástago
R12=3297,88 N
G1=8,49784 Kg = 83,28 N
276,12
F”
F´
302,28
R´O R”O
19,60° 17,45°
17,45°
NF
xFxxSenxxCos
xFxSenGxCosR
Mo
66,5469"
28,302"88,22345,1728,8350015,288,3297
28,302"88,22345,1750015,2
0
112
=
=°+°
=°+°
=∑
99
Cálculo de R´o
Construimos el polígono de fuerza para determinar su valor
Fig.4.41 Polígono de fuerzas
La fuerza F´ es igual a cero tal como lo demuestra los cálculos, por
lo tanto consideramos como punto de partida para nuestros cálculos
y dimensionamiento de los engranajes la fuerza F” = 5469,66N
F”=5469,66N R12=3297,88N
G1=83,28N
R”o=2149,131N R´o=203,17N
19,60°
17,45°
NoR
oRSen
oRSenGF
M A
131,2149"
0)500..(")12,276(45,17.28,83)72,197(66,5469
0)500.(")12,276(45,17.1)28,302500".(
0
=
=−°−
=−°−−
=∑
120
4.4.1 Rueda y Piñón de salida
La figura 4.45 muestra el esquema del sistema de transmisión
por engranajes de dientes rectos. Al piñón D y la rueda C le
llamamos engranajes entrada y al piñón B y rueda A le llamamos
engranajes de salida.
Fig. 4.42 sistema de transmisión por engranajes
Rueda A
Piñón B
Rueda C
Piñón D Eje motriz
Eje de salida
Eje intermedio
Faja en V
motor
121
Cálculo del Torque en el engranaje
De la Figura 4.34
requerida a
fuerza la de aplicación de
:
11
11
FuerzF
radioPO
donde
T
=
=
(O P )(F )..................................................(4 −22)=
Reemplazando en (4-16)
mNT
NmT
FPOT
.6177,519
)66,5469(095,0
))(( 11
=
=
=
Cálculo de la Potencia de diseño
piñon delangular velocidad
:
..................................... .
=
=
=
=
p
d
pd
N
TorqueT
diseñodePotenciaP
donde
NTP (4-23)
122
Reemplazando en (4-17)
HPP
P
rpmmNP
d
d
d
3484,0
N.m/min 531,15588
)30)(.6177,519(
=
=
=
Determinación de la velocidad (rpm) de la rueda A
La velocidad de corte (Vc) en una cepilladora es directamente
proporcional al número de doble carrera (trabajo de ida y vuelta en el
mecanizado) por lo tanto consideramos una velocidad de corte
recomendado en la tabla 4 – 5 como parámetro para el cálculo de la
velocidad angular de la rueda. En la figura 4.43 el punto P da una vuelta y
el carro recorre 1 doble carrera de ida y vuelta, por lo tanto
determinaremos el número de doble carrera según la velocidad de trabajo
en la cepilladora ya que se ha tomado como referencia para el diseño del
módulo.
Fig. 4.43 Esquema del mecanismo en una cepilladora
Carro superior
p
123
Tabla 4-5 Tabla de velocidades de corte para trabajos en cepilladora en m/min (Manual de cepilladora de codo Senati)
Materiales Acero rápido Carburada
desbastado acabado desbastado acabado
Acero dulce 15 20 20 30
Acero semiduro 12 16 16 25
Acero duro 9 12 12 20
Fundición gris 7 10 10 15
Bronce-Latón 20 28 30 40
Aluminio 30 40 80 120
De la tabla 4-5 tenemos velocidades de corte que nos sirve para calcular
las revoluciones de la rueda considerando 02 velocidades de trabajo en
condiciones normales.
Vc = 16 m/min y 20 m/min
Para el cálculo utilizamos la formula siguiente:
………………….(4 -24)
LxVcN2
1000 =
124
Donde:
N = número de doble carrera
Vc = Velocidad de avance o de corte
L= longitud de carrera
2L = doble carrera
1000 = factor de conversión
Reemplazamos en (4 – 18)
dc/min 33,3 )300(2
100020 N
dc/min 26 )300(2
100016
==
==
x
xN
De los valores calculados adoptamos la velocidad de 30 rpm el cual es la
velocidad de la rueda A, por lo tanto la velocidad del piñón B es 120 rpm
ya quela relación de transmisión es 4.
Utilizamos el método AGMA (American Gear Manufactures Association)
para el cálculo para el cálculo de engranajes.
125
Determinación de la relación de transmisión
Según la geometría de la máquina y espacio determinamos las
dimensiones de la rueda A y piñón B
Diámetro de paso la rueda : 400 mm
Diámetro de paso del piñón : 100 mm
Entonces
De acuerdo con la relación de transmisión, de la tabla 4-6 con 20°FD
el número mínimo de dientes del piñón por efecto de interferencia es
Zpmin = 16 dientes
Distancia entre centros (C)
Para engranajes cilíndricos de dientes rectos un parámetro importante es
la distancia entre centros y según la dimensiones dadas tenemos:
Distancia entre centros C = 250 mm
4 100
400==Mg
126
Tabla 4-6 Número mínimo de dientes del piñón por efecto de interferencia (Diseño de elementos de máquinas II .Ing. F. Alva Dávila)
Módulo máximo
Reemplazando valores
19) - ..(4........................................ )1(
2
minmax MgZp
CM+
=
25,6
)41(16
)250(2
=
+=
máx
máx
M
M
127
Tabla 4- 7 Módulos y pasos diametrales normalizados (Diseño de elementos de máquinas II .Ing. F. Alva Dávila)
De la tabla 4 -7 podemos utilizar módulos de 6 – 5,5 – 5 – 4,5 – 4 – 3,5
Tabla 4-8 Número de dientes de acuerdo a un módulo
M Zp + Zg Zp Zg Mg
6 83 16 67 4,18
6 83 17 66 3.8
5,5 91 18 73 4,05
5 100 19 81 4,26
128
La fórmula (4 – 20) nos permite elaborar la tabla 4 - 8
De la tabla 4 – 8 tenemos los siguientes valores
Módulo M = 5,5
Número de dientes del piñón Zp = 18 dientes
Número de dientes de la rueda Zg = 73 dientes
Cálculo del diámetro de paso de los engranajes
mm 5,401)73(5,5
22) - (4 ....................................................
mm 99)18(5,5
21) - ...(4..................................................
==
=
==
=
g
p
p
D
MZgDg
D
MZpD
20)- ....(4.................................................. 2
MCZZ gp =+
129
Ancho del diente
Asumimos como ancho del diente F = 50 mm
Cálculo de la velocidad tangencial del piñón
75,6844
módulo del valor el doReemplazan
................................................... (4 - 28) 5,128
≤≤
≤≤
F
MFM
m/s 62,0
60000
)120)(99(
(rpm)piñón delangular Velocidad N
(mm)piñon del paso de Diámetro D
:Donde
............................................................ ( 4 - 29)60000
p
p
=
=
=
V
V
NDV pp
π
π
130
Para el cálculo de los dientes de los engranajes rectos utilizamos el
método AGMA que contempla dos criterios por resistencia a la fatiga por
flexión y por fatiga superficial o desgaste.
Cálculo por fatiga superficial o desgaste
Calculamos la potencia máxima que se puede transmitir con la fórmula
Donde definimos cada parámetro o factor y consideramos el valor para
según nuestro diseño.
Factor de sobrecarga C0
De la TABLA N° 1 El diseño es impulsado por un motor eléctrico
de forma uniforme pero de carga con impacto moderado por lo que
consideramos C0 = 1,25
Factor dinámico Cv
Para la fabricación de los engranes con fresado y en un diseño
típico de máquina se recomienda calidades de número AGMA no
mayores que 6 por lo tanto de TABLA N° 2 y TABLA N° 3
25) - (4 ................. ..
...
...
...1098,6
2
0
7
= −
pRT
HLpac
fms
vp
CCCCCDS
CCCCICFN
xP
131
considerando calidad 5 y teniendo la velocidad de paso del piñón de
0,62 m/s , Cv = 0,95
Factor de tamaño Cs
El módulo que utilizamos para la fabricación es de 5,5 , por lo
tanto podemos elegir según la TABLA N° 4 de acuerdo a
recomendación de la AGMA Cs =1,00
Factor de distribución de carga Cm
De la TABLA N° 5 para un ancho de 50 mm, montaje menos rígido
y menos precisos con contacto a todo el ancho de diente Cm = 1,6
Factor de condición superficial Cf
De la TABLA N° 6 según recomendación para engranajes de buen
acabado superficial Cf = 1
Factor geométrico I
Con la relación de transmisión 4 y con el número de dientes del
piñón igual a 17 de la TABLA N° 7 obtenemos I = 0,104
132
Factor de coeficiente elástico Cp
De la TABLA N° 8 para ambas ruedas de acero tenemos Cp = 61
Factor de vida CL
Para un número de contactos de 107 de la TABLA N° 9 tenemos
CL = 1
Factor de relación de dureza CH
Tomando en cuenta que los dientes del piñón tiene más dureza que
los dientes de engrane, para que estos últimos se alisen y
endurezcan durante su funcionamiento.
Según la TABLA N° 11 la relación de dureza siempre es menor que
1,2 por el cual se recomienda CH = 1,00
Factor de temperatura CT
Para condiciones normales de trabajo de la TABLA N° 12 tenemos
que CT = 1,00
Factor de seguridad CR
Consideramos una falla en cien o sea 99% de confiabilidad de la
TABLA N° 13 tenemos CR=1,00
133
Esfuerzo permisible de contacto Sac
De la TABLA N° 10 seleccionamos las durezas recomendadas
Dureza del piñón 265 BHN
Dureza del engranaje 225 BHN
De la TABLA N° 14 tomando como referencia la dureza de 225
BHN del engranaje (caso más desfavorable) y considerando que el
grado 1 como norma básica del acero tenemos:
Sac = 102500 lb/pulg2 = 72 Kg/mm2
Reemplazando valores en la fórmula (4 – 25)
Como:
P =2,787 HP ≥ Pd = 0,3484 HP
Nuestro diseño es correcto
HP 787,2
825.2
)61)(1)(1(
)1)(1)(99)(72(
)1)(6,1)(1)(25,1(
)104,0)(95,0)(50)(120(1098,6
2
7
=
=
= −
P
CVP
xP
134
Cálculo por resistencia a la fatiga por flexión
Calculamos la potencia máxima que se puede transmitir con la fórmula
Al igual que el criterio anterior definimos los factores y sus valores para
nuestro diseño
Esfuerzo permisible del material Sat
De la TABLA N° 10 seleccionamos las durezas recomendadas
Dureza del piñón 265 BHN
Dureza del engranaje 225 BHN
De la TABLA N° 16 tomando como referencia la dureza de 225
BHN del engranaje y considerando que el grado 1 como norma
básica del acero tenemos:
Para el piñón
Satp = 77,3(BHN) +12800
Satp = 77,3(225) + 12800
Satp = 30192,5 lb/pulg2 = 21,23 Kg/mm2
26) - (4 ....................... ...
.......1098,6
0
7
= −
BRTmS
vLpatpp
KKKKKKKKJFMSND
xP
135
Para el engranaje
Satg = 77,3(BHN) +12800
Satg = 77,3(265) + 12800
Satg = 33248,5 lb/pulg2 = 23,4 Kg/mm2
Factor geométrico Jp
De la TABLA N° 17 de acuerdo al número de dientes Zp= 18
Zg = 73 obtenemos:
Para el piñón Jp = 0,31
Para el engranaje Jg = 0,41
Factor de vida flexionante KL
De la TABLA N° 18 y para un número de ciclos de 107 obtenemos
KL = 1,00
Factor dinámico Kv
Para la fabricación de los engranes con fresado y en un diseño
típico de máquina se recomienda calidades de número AGMA no
mayores que 6 por lo tanto de TABLA N° 3 considerando calidad 5
y teniendo la velocidad de paso del piñón de 0,62 m/s
Cv = Kv = 0,95
136
Factor de tamaño KS
Consideramos que en nuestro diseño no hay efecto perjudicial de
tamaño y para aceros con tratamiento térmico adecuado lo que se
recomienda utilizar KS = 1,00
Factor de distribución de carga Km
De la TABLA N° 5 para un ancho de 50 mm, montaje menos rígido
y menos precisos con contacto a todo el ancho de diente tenemos:
Cm = Km = 1,6
Factor de temperatura KT
Para condiciones normales de trabajo de la TABLA N° 12 tenemos
para temperaturas menores que 120°C se tiene que CT = KT = 1,00
Factor de seguridad KR
Consideramos 1 falla en cien o sea 99% de confiabilidad de la
TABLA N° 13 tenemos CR= KL = 1,00
Factor de sobrecarga K0
El diseño es impulsado por un motor eléctrico de forma uniforme
pero de carga ligera por lo que consideramos C0 = K0 = 1,25
137
Factor de espesor de arco KB
La altura del diente es de 12,375 mm y considerando 30 mm de
espesor de la orilla tenemos la relación
42,2375,12
30===
t
RB h
tm > 1,2 la orilla es bastante
fuerte para soportar el diente, entonces de la TABLA N° 19
tenemos KB = 1,0
Potencia que puede transmitir el piñón
Reemplazando valores en la fórmula (4 – 26)
Como P = 0, 7325 HP ≥ Pd = 0,3484 HP
Nuestro diseño es correcto
HP 7325,0
7426,0
)1)(25,1)(1)(1)(6,1)(1(
)95,0)(1)(31,0)(50)(5,5)(23,21)(120)(99(1098,6 7
=
=
= −
P
CVP
xP
138
Potencia que puede transmitir el engranaje
Entonces
Pg = 1,067HP > Pd = 0,3484 HP
¡Cumple!
HP 1,067
31,0
41,0
23,21
4,237325,0
27) -(4 fórmula laen valoresdoReemplazan
sgeométrico Factores Jy J
piñóny engranaje del spermisible esfuerzos Saty Sat
piñon elr transmitipuede que Potencia P
:Donde
27) - (4 .........................................
pg
pg
p
=
=
=
g
g
p
g
p
gpg
P
P
jJ
SatSat
PP
139
Dimensiones finales de la rueda A y piñón B
Datos obtenidos
Dp = 99 mm
Dg = 401,5 mm
M = 5,5
φ = 20°FD
Zp= 18
Zg = 73
Rueda A
H = 2,25 M ………………………………….. (4 – 28)
H = 2,25(5,5) = 12,375 mm
De = M(Zg + 2) …………………………………… ( 4 – 29 )
De = 5,5 (73 + 2)= 412,5 mm
Di = De – 2H …………………………………. (4 – 30)
Di = 412,5 – 2(12,375) = 387,75 mm
140
Piñón B
Reemplazando en (4 – 28)
H = 2,25(5,5) = 12,375 mm
De = M(Zp + 2) …………………………….. ( 4 – 31 )
De = 5,5 (18 + 2)=110 mm
Reemplazando en ( 4 – 30 )
Di = 110 – 2(12,375) = 85,25 mm
Tabla 4 – 9 Dimensiones finales de rueda A y piñón B
DIMENSIONES RUEDA A PIÑON B
Diámetro de paso Dg , Dp 401,5 mm 99 mm
Módulo M 5,5 5,5
Angulo de presión φ 20° FD 20° FD
Número de dientes Zg , Zp 73 18
Altura del diente H 12,375 mm 12,375 mm
Diámetro exterior De 412,5 mm 110 mm
Diámetro interior Di 387,75 mm 85,25 mm
141
La figura 4.44 y 4.45 muestra el diseño en SolidWorks de la rueda y
piñón según las medidas calculadas
Fig. 4.44 Dimensiones de la rueda A (volante principal)
Fig. 4.45 Distancia entre centros de la rueda y piñón
142
Distancia entre centros
mm 25,2502
5,40199
)324.(..................................................2
=+
=
−+
=
C
DDC gP
En la figura 4.45 la distancia entre centros es 249,89 mm ,
tenemos un error de 0,36 mm el cual se corrige al momento del
montaje.
143
4.4.2 Rueda y piñón de entrada
En la figura 4.42 (pág. 120) se muestra la posición del piñón D y la
rueda C que constituyen los engranajes de entrada
Calculo de la potencia de diseño
La potencia de diseño calculada en la rueda de salida A (pag.126) es:
Pd = 0,3484 HP.
Considerando:
Eficiencia de cada rodamiento 99%
Eficiencia de cada reducción 97%
Del esquema (fig. 4.42) calculamos la potencia necesaria de diseño en los
engranajes de entradas esto es en el eje motriz.
( ) ( )
HP 4,0
97,099,0
3484,026
=
=
d
d
P
P
143
Velocidad de rotación de la rueda C
La rueda C está en el mismo eje que el piñón B cuya velocidad de
rotación es de 120 rpm (ver página 128) por lo tanto tiene la misma
velocidad.
Np = NC = 120 rpm
El piñón D representa a varios piñones de diferentes número de dientes
que es uno de los objetivos del diseño, los cuales se pueden cambiar para
obtener diferentes relaciones de transmisión, por lo tanto diferentes
velocidades de rotación en el sistema de transmisión.
Determinación de la relación de transmisión
Para el diseño y por geometría de espacio asumimos los diámetros de los
engranajes
DgC = 150 mm
DpD = 50 mm
144
Relación de transmisión
350
150==CDMg
Distancia entre centros (C)
De los diámetros asumidos calculamos la distancia entre centros, el cual
se corregirá después.
mm 1002
50150=
+=C
Módulo máximo
Reemplazando valores en la fórmula (4 – 19)
De la tabla 4 - 7 podemos utilizar módulos de 3 – 2,75 –2,5 – 2,25 – 2
33,3
)31(15
)100(2
max
max
=
+=
M
M
145
Con la fórmula (4 – 20) elaboramos la tabla 4-10
Tabla 4-10 Número de dientes de acuerdo a un módulo
M Zp + Zg Zp Zg Mg
3 66 15 51 3,4
3 66 16 50 3,125
2,5 80 17 63 3,7
De la tabla anterior
Módulo M = 3
Número de dientes del piñón Zp = 16 dientes
Número de dientes de la rueda Zg = 50 dientes
Cálculo de los diámetros de paso
DPD = M(ZPD ) = 3(16) = 48 mm
DgC = M(ZgC ) = 3(50) = 150 mm
146
Ancho del diente
Asumimos como ancho del diente F = 30 mm
Cálculo de la velocidad de rotación del piñón
De la tabla 4-10 la relación de transmisión es 3,125
125,3120
== ECD
NMg
rpm 375=PDN
Velocidad del Piñón E
m/s 9424,0
60000
)375)(48(
60000
=
=
=
V
V
NDV PDPD
π
π
5,3724
módulo del valor el doReemplazan
5,128
≤≤
≤≤
F
MFM
147
Cálculo por fatiga superficial o desgaste
Hallamos los valores de cada factor
Factor de sobrecarga C0
De TABLA N° 1 C0 = 1,25
Factor dinámico Cv
De TABLA N° 3 considerando calidad 5 y teniendo la velocidad
de paso del piñón de 0,9424 m/s Cv = 0,92
Factor de tamaño Cs
De la TABLA N° 4 de acuerdo a recomendación de la AGMA y
con M = 5,5 Cs =1,00
Factor de distribución de carga Cm
De la TABLA N° 5 para un ancho menor que 50 mm, montaje
menos rígido y menos precisos con contacto a todo el ancho de
diente Cm = 1,6
148
Factor de condición superficial Cf
De la TABLA N° 6 según recomendación para engranajes de
buen acabado superficial Cf = 1
Factor geométrico I
Con la relación de transmisión 3 y con el número de dientes del
piñón igual a 16 de la TABLA N° 7 obtenemos I = 0,096
Factor de coeficiente elástico Cp
De la TABLA N° 8 para ambas ruedas de acero tenemos Cp = 61
Factor de vida CL
Para un número de contactos de 107 de la TABLA N° 9 tenemos
CL = 1
Factor de relación de dureza CH
De la TABLA N° 10 la relación de dureza siempre es menor que
1,2 por el cual se recomienda CH = 1,00
149
Factor de temperatura CT
Para condiciones normales de trabajo de la TABLA N° 12
tenemos que CT = 1,00
Factor de seguridad CR
Consideramos 1 falla en cien o sea 99% de confiabilidad de la
TABLA N° 13 tenemos CR=1,00
Esfuerzo permisible de contacto Sac
De la TABLA N° 10 seleccionamos las durezas recomendadas
Dureza del piñón 265 BHN
Dureza del engranaje 225 BHN
De la TABLA N° 14 tomando como referencia la dureza de 225
BHN del engranaje y considerando que el grado 1 como norma
básica del acero tenemos:
Sac = 102500 lb/pulg2 = 72 Kg/mm2
150
Reemplazando valores la fórmula ( 4 – 25 )
Como P =1,054 ≥ Pd = 0,4
Nuestro diseño es correcto
Cálculo por resistencia a la fatiga por flexión
Hallamos los valores de los factores
Esfuerzo permisible del material Sat
De la TABLA N° 10 seleccionamos las durezas recomendadas
Dureza del piñón 265 BHN
Dureza del engranaje 225 BHN
HP 054,1
0685,1
)61)(1)(1(
)1)(1)(48)(72(
)1)(6,1)(1)(25,1(
)096,0)(92,0)(30)(360(1098,6
2
7
=
=
= −
P
CVP
xP
2
0
7
..
...
...
...1098,6
= −
pRT
HLpac
fms
vp
CCCCCDS
CCCCICFN
xP
151
De la TABLA N° 16 tomando como referencia la dureza de 225
BHN del engranaje y considerando que el grado 1 como norma
básica del acero tenemos:
Para el piñón
Satp = 77,3(BHN) +12800
Satp = 77,3(225) + 12800
Satp = 30192,5 lb/pulg2 = 21,23 Kg/mm2
Para el engranaje
Satg = 77,3(BHN) +12800
Satg = 77,3(265) + 12800
Satg = 33248,5 lb/pulg2 = 23,4 Kg/mm2
Factor geométrico Jp
De la TABLA N° 17 de acuerdo al número de dientes ZpE= 16
ZgC =50 obtenemos:
Para el piñón D Jp = 0,27
Para el engranaje C Jg = 0,39
152
Factor de vida flexionante KL
De la TABLA N° 18 y para un número de ciclos de 107 obtenemos
KL = 1,00
Factor dinámico Kv
Para la fabricación de los engranes con fresado y en un diseño
típico de máquina se recomienda calidades de número AGMA no
mayores que 6 por lo tanto de TABLA N° 3 considerando calidad
5 y teniendo la velocidad de paso del piñón de 0,9424 m/s
Cv = Kv = 0,92
Factor de tamaño KS
Consideramos que en nuestro diseño no hay efecto perjudicial de
tamaño y para aceros con tratamiento térmico adecuado lo que se
recomienda utilizar KS = 1,00
Factor de distribución de carga Km
De la TABLA N° 5 para un ancho de 30 mm, montaje menos
rígido y menos precisos con contacto a todo el ancho de diente
Cm = Km = 1,6
153
Factor de temperatura KT
Para condiciones normales de trabajo de la TABLA N° 12
tenemos para temperaturas menores que 120°C se tiene que
CT = KT = 1,00
Factor de seguridad KR
Consideramos 1 falla en cien o sea 99% de confiabilidad de la
TABLA N° 13 tenemos CR= KR = 1,00
Factor de sobrecarga K0
El diseño es impulsado por un motor eléctrico de forma uniforme
pero de carga ligera por lo que consideramos C0 = K0 = 1,25
Factor de espesor de arco KB
De la TABLA N° 19 tenemos KB = 1,0
Potencia que puede transmitir el piñón
Reemplazando valores ( 4 – 26)
= −
BRTmS
vLpatpp
KKKKKKKKJFMSND
xP0
7
...
.......1098,6
154
Como P=2,823 HP > Pd = 0,4 HP
Nuestro diseño es correcto
Potencia que puede transmitir el engranaje
Como
P = 4,494 HP >Pd = 0,4 HP
Nuestro diseño es correcto
HP 823,2
862,2
)1)(25,1)(1)(1)(6,1)(1(
)92,0)(1)(27,0)(30)(3)(23,21)(360)(48(1098,6 7
=
=
= −
P
CVP
xP
HP 4,494
27,0
39,0
23,21
4,23823,2
=
=
g
g
P
P
155
Dimensiones finales de la rueda C y piñón D
Datos obtenidos
Dp = 48 mm
Dg = 150 mm
M = 3
φ = 20°FD
Zp = 16
Zg = 50
Rueda C
De la fórmula (4-28)
H = 2,25(3) = 6,75 mm
De la fórmula (4-29)
De = 3 (50 + 2)=156 mm
156
De la fórmula (4-30)
Di = 156 – 2(6,75) = 142,5 mm
Piñón D
H = 2,25(3) = 6,75 mm
De = 3 (16 + 2)=54 mm
Di = 54 – 2(6,75) = 40,5 mm
Tabla 4 – 11 Dimensiones finales de rueda C y piñón D
DIMENSIONES RUEDA C PIÑON D
Diámetro de paso Dg , Dp 150 mm 48 mm
Módulo M 3 3
Angulo de presión φ 20° FD 20° FD
Número de dientes Zg , Zp 50 16
Altura del diente H 6,75 mm 6,75 mm
Diámetro exterior De 156 mm 54 mm
Diámetro interior Di 142,5 mm 40,5 mm
157
Las figura 4.46 y 4.47 muestran el diseño de los engranajes en
SolidWorks
Fig. 4.46 Distancia entre centros de la rueda C y piñón D
Fig. 4.47 Geometría de la rueda C y el piñón D
158
Distancia entre centros
mm 992
48150=
+=C
En la figura 4.46 la distancia entre centros es 98,76, tenemos un
error de 0,24 mm aceptable para el montaje.
Fig. 4.51 Número de dientes y velocidades en el sistema de transmisión
Eje motriz
Eje de salida
Eje intermedio
Faja en V
motor
ZA = 73 dientes
ZB =18 dientes
Zc = 50 dientes
ZD = 16 dientes
NA = 30 rpm
NB = 120 rpm
NC = 120 rpm
ND = 375 rpm
159
La figura 4.51 muestra el sistema de transmisión, el piñón D es
intercambiable el cual es un objetivo del diseño para tener diferentes
velocidades en los engranajes por lo tanto se hace un cálculo para un
piñón de diámetro 120 mm
Calculo del piñón D´ con un diámetro de 120 mm (asumido)
Pd = 0,4 HP Potencia de diseño
DgC = 150 mm
DpD´ = 120 mm (asumido)
Relación de transmisión
25,1120
150´ ==CDMg
160
Distancia entre centros estimado
mm 1352
120150=
+=C
Considerando el módulo M= 3 y ZgC = 50 dientes
dientes 40
3
)135(250
2
´
´
´
=
=+
=+
pD
pD
gCpD
Z
Z
MCZZ
ZgC = 50 dientes
Diámetros de paso
DPD´ = M(ZPD´ ) = 3(40) = 120 mm
DgC = M(ZgC ) = 3(50) = 150 mm
161
Ancho del diente
Considerando siempre F = 30 mm
Cálculo de las rpm del piñón
25,1120
´´´ === D
C
DCD
NNNMg
rpm 150=DN
Velocidad del Piñón D´
m/s 942,0
60000
)150)(120(
60000´´
=
=
=
V
V
NDV DPD
π
π
5,3724
5,128
≤≤
≤≤
F
MFM
162
Cálculo por fatiga superficial o desgaste
Al igual que en los casos anteriores hallamos los factores:
C0 = 1,25
Cv = 0,92
Cs =1,00
Cm = 1,6
Cf = 1
I = 0,09
Cp = 61
CL = 1
CH = 1,00
CT = 1,00
CR=1,00
• Dureza del piñón 265 BHN
• Dureza del engranaje 225 BHN
Tomando como referencia la dureza de 225 BHN del engranaje y
considerando que el grado 1 como norma básica del acero
tenemos:
Sac = 102500 lb/pulg2 = 72 Kg/mm2
163
Reemplazando valores en la fórmula (4 – 25)
Como
P =2,056 HP ≥ Pd = 0,4 HP
Nuestro diseño es correcto
Cálculo por resistencia a la fatiga por flexión
Tomando como referencia la dureza de 225 BHN del engranaje y
considerando que el grado 1 como norma básica del acero
tenemos:
Para el piñón D´
Satp = 77,3(BHN) +12800
HP 056,2
6,2
)61)(1)(1(
)1)(1)(120)(72(
)1)(6,1)(1)(25,1(
)09,0)(92,0)(30)(150(1098,6
2
7
=
=
= −
P
CVP
xP
164
Satp = 77,3(225) + 12800
Satp = 30192,5 lb/pulg2 = 21,23 Kg/mm2
Para el engranaje C
Satg = 77,3(BHN) +12800
Satg = 77,3(265) + 12800
Satg = 33248,5 lb/pulg2 = 23,4 Kg/mm2
de acuerdo al número de dientes ZpE= 40 ZgC =50
obtenemos:
Piñón D´ Jp = 0,41
Engranaje C Jg = 0,42
KL = 1,00
Cv = Kv = 0,92
KS = 1,00
Cm = Km = 1,6
165
CT = KT = 1,00
CR= KR = 1,00
C0 = K0 = 1,25
KB = 1,0
Potencia que puede transmitir el piñón D´
Reemplazando valores en la fórmula (4 – 26)
Como
P=4,65 HP > Pd = 0,4 HP
¡Cumple!
HP 65,4
72,4
)1)(25,1)(1)(1)(6,1)(1(
)92,0)(1)(41,0)(30)(3)(23,21)(150)(120(1098,6 7
=
=
= −
P
CVP
xP
165
Potencia que puede transmitir el engranaje C
Como
Pg = 5,26 HP > Pd = 0,4 HP
¡Cumple!
HP 5,25
41,0
42,0
23,21
4,2365,4
=
=
=
g
g
p
g
p
ggg
P
P
jJ
SatSat
PP
166
4.4.3 Diseño de los ejes
Para el cálculo de los ejes o árboles utilizamos el código ASME que
se basa en el esfuerzo cortante, determinando la resistencia admisible
de dos maneras:
a) Multiplicando por 0,30 el valor del límite de fluencia en tracción
del material del árbol Sy, expresado en kgf/mm2.
Ssd = 0,3 Sy ………………………………… (4 – 33)
b) Multiplicando por 0,18 el valor de la resistencia a la ruptura en
tracción del material del árbol Su, expresado en kgf/mm2
Ssd = 0,18 Su ………………………………… (4 – 34)
Se adopta para Ssd el menor valor.
Para los arboles utilizamos el acero laminado en caliente SAE
1045
Fig. 4.49 Esquema de los ejes del sistema de transmisión
Eje motriz
Eje de salida
Eje intermedio
ZA = 73 dientes
ZB =18 dientes
Zc = 50 dientes
ZD = 40 dientes
NA = 30 rpm
NB = 120 rpm
NC = 120 rpm
ND = 150 rpm
A
B C
D
167
Eje de salida
La potencia en la rueda A es 0,3484 HP pero consideramos la
eficiencia de los rodamientos (0,99)
Potencia en A
CV 36,0P
HP 355,099.0
3484,0
A
2
=
==AP
Determinamos el torque
mm-Kgf 4,8594
30
)36,0(716200
35) - (4en valoresdoReemplazan
A rueda la de Velocidad N
salida de eje elen Potencia P
: Donde
) 35 - (4 ................................................ N
P 716200
A
A
A
A
=
=
=
A
A
A
T
T
T
168
Cálculo de carga tangencial en el diente de la rueda A
Peso de la rueda A (WA)
Con ayuda del programa SolidWorks determinamos el
volumen de la rueda tal como se muestra en la figura 4.50
Fig. 4.50 diseño de la rueda A, se muestra el valor del volumen
Kgf 81,42
5,401
)4,8594(2
36) - (4en datos doReemplazan
(mm)A rueda la de paso de Diámetro D
mm)-(Kgf salida de rueda la Torque T
: Donde
36) - (4 ............................................... .2
gA
A
=
=
=
tA
tA
gA
AtA
W
W
DTW
169
De la figura 4.50 el volumen es:
V = 4729932,61 mm3
Peso específico del acero = 7850x10-9 Kg/mm3
VWA .γ= ……………………………………… (4 – 37)
Donde:
γ Peso específico (Kg/mm3)
V Volumen (mm3)
Reemplazando en (4-35)
WA = 37,13 Kgf
Considerando el caso más desfavorable en la que la carga
tangencial WtA, tiene la misma dirección que el peso de la
rueda WA
WtA + WA = 42,81Kgf + 37,13 Kgf = 79,94 Kgf
WtA
WrA
WA
Fig. 4.51 Fuerzas actuantes en la volante (Rueda A)
170
Momento flector en el plano vertical
Analizando en intervalos
0Kgf 94,79
0
=−−
=∑
BVAV RR
Fv
Kgf 73,37R Kgf 67,117
)93290()290(94,79
0
BV ==
−=
=∑
AV
AV
B
R
R
M
RAV
93 79,94 Kgf RBV
290
B A
930 ≤< X
X M
V
C
79,94 Kgf
171
negativa pendientecon recta 94,79
094,79
0
XM
XM
Mc
−=
=+
=∑
29093 ≤< X
positiva pendientecon recta 31,1094373,37
0)93(67,11794,79
0)93(94,79
0'
−=
=−−+
=−−+
=∑
XM
XXM
XRXM
Mc
AV
RAV
93
79,94 Kgf X
V
M
C´
172
Diagrama de momento flector en el plano vertical
Fig. 4.56 Fuerzas cortantes y Momento flector máximo en el eje de salida,
plano vertical
- 7434, 42 Kgf-mm
= 117,67 Kgf RAV
93 79,94 Kgf
RBV 290 = 37,73 Kgf
173
Momento flector en el plano horizontal
Calculamos la carga radial sobre el diente
Kgf 22,40
)20(81,42
38)-(4 ....................................... 20
=
°=
°=
rA
rA
tArA
W
CosW
CosWW
0Kgf 22,40
0
=++−
=∑
BHAH RR
Fv
Kgf 98,18R Kgf 2,59
)93290()290(22,40
0
BH ==
−=
=∑
AH
AH
B
R
R
M
RAH 93
40,22Kgf RBH
290
A B
174
Analizando por intervalos
positiva pendientecon recta 22,40
022,40
0
XM
XM
Mc
=
=−
=∑
29093 ≤< X
negativa pendientecon recta 98,186,5505
0)93(2,5922,40
0)93(22,40
0'
XM
XXM
XRXM
Mc
AH
−=
=−+−
=−+−
=∑
RAH 93
40,22 Kgf
X
V
M
C´
930 ≤< X
X M
V
C
40,22 Kgf
175
Diagrama de momentos flectores en el plano horizontal
Fig. 4.58 Fuerzas cortantes y Momento flector máximo en el eje de salida,
plano horizontal
3740,46 Kgf-mm
RAH 93
40,22 Kgf RBH
290
A B
176
En el punto A
mm-Kgf 8322,4
3740,46 7434,42 22
=
+=
A
A
M
M
Por el método ASME
)394.........(....................)()(16 223 −+= xTKxMKS
d tmSdπ
Donde:
Ssd Esfuerzo permisible a corte (Kg/mm2)
Km Factor de carga de momento flector
Kt Factor de carga de torsión
M Momento flector (Kgf-mm)
T Momento torsor (Kgf-mm)
La tabla 4-12 muestra los valores de los coeficientes combinados de choque y fatiga Km y Kt
TIPO DE CARGA Km Kt
Ejes fijos
- Carga aplicada gradualmente 1,0 1,0 - Carga aplicada repentinamente 1,5 a 2,0 1,5 a 2,0
Ejes giratorios
- Carga constante o aplicada gradualmente 1,5 1,0 - Carga aplicada repentinamente, con choque ligero 1,5 a 2,0 1,0 a 1,5 - Carga aplicada repentinamente, con choque fuerte 2,0 a 3,0 1,5 a 3,0
Tabla 4-12 factores de carga para fórmula ASME
177
De la tabla 4-12 consideramos valores para estos factores con carga
aplicada repentinamente y choque fuerte:
Km = 2,5
Kt = 2,5
Cálculo del esfuerzo de diseño Ssd
Del catálogo de Aceros Arequipa (ver anexo) para el acero SAE 1045
Sy = 4000 Kgf/cm2 = 40 Kgf/mm2
Su = 6700 Kgf/cm2 = 67 Kgf/mm2
Reemplazando en la expresión (4 – 33)
Ssd = 0,3(40) Kgf/mm2
Ssd = 12 Kgf/mm2
Reemplazando en la expresión (4 – 34)
Ssd = 0,18(67) Kgf/mm2
Ssd = 12,6 Kgf/mm2
Por lo tanto elegimos el menor valor para Ssd = 12 Kgf/mm2
Como el eje existe canal chavetero, multiplicamos por 0,75 (HORI .
Diseño de elementos de máquina. Pág. 217.
178
Ssd = 0,75 (12) = 9 Kgf/mm2
Reemplazamos valores en la fórmula ( 4 – 37) de ASME para ejes
macizos
mmd
xxd
6,25
)4,85945,2()4,83225,2()9(14,3
16 223
=
+=
Consideramos un diámetro de 35 mm en la zona crítica, ya que el eje
requiere de escalonamientos.
Eje intermedio
Fig. 4.59 Esquema de fuerza actuante en el eje intermedio
Piñón B
Rueda C
WtA= 42,81 kgf
RD
RE
121,6 rpm
WtC= 29,84 Kgf
WrA= 40,22 kgf
179
La potencia en la rueda A es 0,3484 HP pero consideramos la
eficiencia de los rodamientos (0,99) y la eficiencia de transmisión
entre los engranajes 0,97
Potencia en el engranaje C
CV 38,0P
HP 374,099.097,0
3484,0
C
4
=
==x
PC
Torque en el engranaje C
mm-Kgf 13,2238121.6
)38,0(716200
)404(......................................................N
P 716200
C
A
=
=
−=
C
C
C
T
T
T
Cálculo de carga tangencial en el diente del engranaje C
Kgf 84,29
150
)13,2238(2
41)- 4 ( .................................................. .2
=
=
=
tC
tC
gC
CtC
W
W
DT
W
180
Cálculo de Momento flector en el plano vertical
La figura 4.60 muestra las fuerzas verticales actuantes en el eje
intermedio
Fig 4.60 Fuerzas actuantes verticales en el eje intermedio.
Por condición de equilibrio
KgfRR
RRFv
EVDV
EVDV
65,72
029,84 -Kgf 42,81
0
=−
=−−
=∑
Kgf 25,0R Kgf 4,72
0)116(84,29)227()303(81,42
0
EV −==
=−+−
=∑
DV
DV
E
R
R
M
RDV
76
42,81 Kgf REV
227
E D
29,84 Kgf
116 111
181
positiva pendientecon recta 81,42
081,42
0
XM
XM
Mc
=
=−
=∑
18776 ≤< X
negativa pendientecon recta 4,550259,29
0)76(4,7281,42
0)76(81,42
0'
+−=
=−+−
=−+−
=∑
XM
XXM
XRXM
Mc
DV
RDV 76
42,81 Kgf
X
V
M
C´
760 ≤< X
X M
V
C
42,81 Kgf
182
303187 ≤< X
RDV 76
42,81 Kgf
X
V
M
C´
29,84 Kgf
187
positiva pendientecon recta 68,77 25,0
0)187(84,29)76(4,7281,42
0)187(84,29)76(81,42
0'
−=
=−−−+−
=−−−+−
=∑
XM
XXXM
XXRXM
Mc
DV
183
Diagrama de momento flector en el plano vertical
Fig. 4.61 Fuerzas cortantes y Momento flector máximo en el eje intermedio,
plano vertical
RDV 76
42,81 Kgf
X
REV
29,84 Kgf
187
3253,56 Kgf-mm
-30,93Kgf-mm
184
Cálculo del momento flector en el plano horizontal
Calculamos la carga radial sobre el diente
Kgf 28
)20(84,29
. 20
=
°=
°=
rC
rC
tCrC
W
CosW
CosWW
KgfRR
RKgfKgfRF
EHDH
EHDH
h
22,12
022,4028
0
=−
=−−+
=∑
Kgf 16,27R Kgf 39,38
0)116(28)227()303(22,40
0
EH ==
=−−
=∑
DH
DH
E
R
R
M
760 ≤< X
X M
V
C 40,22 Kgf
RDH
40,22 Kgf
REH
E D
28 Kgf
116
76 227
111
B C
185
negativa pendientecon recta 22,40
022,40
0
XM
XM
Mc
−=
=+
=∑
18776 ≤< X
negativa pendientecon recta 88,299284,0
0)76(38,3922,40
0)76(22,40
0'
−−=
=−−+
=−−+
=∑
XM
XXM
XRXM
Mc
DH
RDH
76
40,22 Kgf
X
V
M
C´
303187 ≤< X
RDH
76 40,22 Kgf
X
V
M
C´
28 Kgf 187
186
Diagrama de momentos flectores en el plano horizontal
Fig. 4.63 Momento flector máximo en el eje intermedio, plano horizontal
positiva pendientecon recta 88,822816,27
0)187(28)76(38,3922,40
0)187(28)76(22,40
0'
−=
=−−−−+
=−−−−+
=∑
XM
XXXM
XXRXM
Mc
DH
RDH
76
40,22 Kgf
X
REH
28 Kgf
187
-3056,72 Kgf-mm -3149,96 Kgf-mm
187
Tenemos 2 puntos críticos, en el rodamiento (punto D) y en la
posición del engranaje C. Hallamos el momento flector en cada uno de
estos puntos.
En el punto D
mm-Kgf 21,4464
72,305656,3253 22
=
+=
D
D
M
M
En el punto la posición del engrane C
mm-Kgf 11,3150
93,3096,3149 22
=
+=
C
C
M
M
De la tabla 4-12 consideramos el valor de los factores
Km = 2,5 Kt = 2,5
Reemplazando valores en la fórmula (4-37)
En el punto D
mm 43,17
)13,22385,2()21,44645,2()12(14,3
16 223
=
+=
d
xxd
188
En el punto C
mm 6,17
)13,22385,2()11,31505,2()9(14,3
16 223
=
+=
d
xxd
Consideramos un diámetro de 35 mm en la zona crítica, ya que el eje
requiere de escalonamientos para el correcto montaje
Eje de entrada
Fig. 4.64 Esquema de fuerza actuante en el eje motriz
RF RG
152 rpm WtE= 29,84 Kgf
WrE= 28 Kgf
Polea
Piñón D
189
Potencia en el eje
1CV 4,0P
HP 4,099.0)97,0(
3484,0
D
62
=
==x
PD
DgD = 120 mm
Cálculo de carga tangencial en el diente del en el engranaje D
Cálculo del Momento flector en el plano vertical
Kgf 1729
120
284,29
43) - ....(4............................................................ .2
=
=
=
D
D
gE
DtD
T
T
DT
W
RFV
F
29,84 Kgf
316
G
RGV
90 95
FR
190
Calculo de la fuerza tangencial en la polea conducida
KgfF
F
DTF
t
t
t
29,17
200
)1729(2
. 2
=
=
=
Fuerza resultante de las tensiones
KgfF
F
F
R
R
R
23,43
)29,17(5,2
F 5,2 t
=
=
=
La resultante total de la dos tensiones en la polea es vertical por lo tanto estamos en
el caso más desfavorable ya que coincide con la dirección de la fuerza tangente en el
piñón E. Luego el diagrama de fuerzas verticales en el eje:
Fig 4.66
RFV
F
29,84 Kgf
316
G
RGV
90 95
FR = 43,23 Kgf
L
191
negativa pendientecon recta 23,43
023,43
0
XM
XM
Mc
−=
=+
=∑
25,34Kgf R Kgf 73,47
0)90(84,29)316()411(23,43
0
GV ==
=−−
=∑
FV
FV
G
R
R
M
950 ≤< X
X M
V
C 43,23 Kgf
KgfRR
KgfKgfRRFh
GVFV
GVFV
07,73
084,2923,43
0
=+
=−−+
=∑
192
41195 ≤< X
positiva pendientecon recta 35,45345,4
0)95(73,4723,43
0)95(23,43
0'
−=
=−−+
=−−+
=∑
XM
XXM
XRXM
Mc
FV
RFV=47,73Kgf
95
43,23 Kgf
X
V
M
C´
RGV=25,34Kgf
95 43,23Kgf
X
V
M
C´
501411 ≤< X
411
positiva pendientecon recta 09,1494984,29
)411(34,25)95(73,4723,43
0'
−=
=−−−−+
=∑
XM
XXXM
Mc
RFV=47,73Kgf
193
Diagrama de momentos flectores en el plano vertical
Fig. 4.67 Fuerza cortante y Momento flector máximo en el eje de entrada,
plano vertical
-4106,85 Kgf-mm
-2684,85 Kgf-mm
RFV
F
29,84 Kgf
316
G
RGV
90 95
FR = 43,23 Kgf
L
194
Cálculo de los Momentos flectores en el plano horizontal
Fig. 4.68
RFH
F
28 Kgf 316
G
RGH
90 95
35,97Kgf R Kgf 97,7
0)90(28)316(
0
GH ==
=−
=∑
FH
FH
G
R
R
M
KgfRR
KgfRRFh
FHGH
GHFH
28
028
0
=−
=−+−
=∑
195
Analizando por intervalos
negativa pendientecon recta 757,15 97,7
0)95(97,7
0
+−=
=−+
=∑
XM
XM
Mc
950 ≤< X
RGH=35,97Kgf
316
RFH=7,97 Kgf
X
V
M
C´
X M
V
C 7,97 Kgf
501411 ≤< X
X
M
V
C
0
0
=
=∑
M
Mc
41195 ≤< X
95
95
196
Diagrama de momentos flectores en el plano horizontal
Fig. 4.69 Momento flector máximo en el eje de entrada, plano horizontal
positiva pendientecon recta 52,1402628
0)411(97,35)95(97,7
0'
−=
=−−−+
=∑
XM
XXM
Mc
RFH
F
28 Kgf 316
G
RGH
90 95
-2518,52Kgf-mm
197
Momento flector máximo el punto G
mm-3681,21Kgf
52,251885,2684 22
=
+=
G
G
M
M
Momento flector máximo el punto F
mm-Kgf 85,4106=FM
De la tabla 4-12 consideramos el valor de los factores
Km = 2,5 Kt = 2,5
Reemplazando valores en la fórmula (4-37)
En el punto G
mm 18
)17295,2()21,36815,2()9(14,3
16 223
=
+=
d
xxd
En el punto F
mm 5,18
)17295,2()85,41065,2()9(14,3
16 223
=
+=
d
xxd
Consideramos un diámetro de 35 mm en la zona crítica, ya que el eje
requiere de escalonamientos para el correcto montaje
198
4.4.4 Cálculo de fajas y Poleas
Para los valores de los factores que se emplean en el cálculo,
utilizamos las tablas del Anexo 2.
HP 64,0
: tenemos1,5 de
Nfactor un y 0,97 de fajas deón transmisilaen eficiencia la doConsideran
46) - (4 .............................. (0,97)
entrada de eje 2
=
=
motor
motor
P
xNPotenciaP
Seleccionamos un motor cuya potencia es de 0,75 HP
Potencia de diseño (Potdiseño)
servicio de .
47) - 4 ( ....................... )(. MOTOR DEL NOMINAL
FactorSF
donde
PSFPotdiseño
=
=
199
De la TABLA N° 21 consideramos nuestro diseño en base a una
máquina herramienta por lo tanto F.S = 1.2 Clase 1
HPPot
Pot
diseño
diseño
9,0
)75,0(2,1
45) - (4 fórmula laen doReemplazan
=
=
Velocidad en el eje motriz
En el eje motriz tenemos dos velocidades calculadas ver figura 4.48 y
figura 4.49. Para la selección de la faja consideramos la velocidad de
375 rpm.
Velocidad en el eje del motor
Consideramos una relación de transmisión en las poleas de 2,5 (este
valor luego será recalculado una vez elegidos los diámetros de las
poleas) entonces la velocidad del eje del motor es de: 937.5 rpm
200
De la GRÁFICO N° 22 Con la potencia de 0,9 HP y la velocidad en
la polea menor de 937,5 rpm:
Seleccionamos una faja tipo A
De la TABLA N° 23 en fajas de sección A elegimos diámetros
estándares de poleas
Diametro de paso, polea mayor = 7,6”= 193,04mm
Diametro de paso, polea menor = 3,6”= 91.44 mm, está dentro de lo
recomendado ver TABLA N° 26.
Recálculo de la relación de transmisión
1,2"6,3
"6,7
48) - 4 ( .................................... D MENORPOLEA
MAYORPOLEA
==
=
Rt
DRt
201
Recálculo de la velocidad requerida en el motor
Velocidad en el eje del motor = 375(2,1) = 787,5rpm
Verificamos con esta velocidad y la potencia nominal de 0,75 HP en
la TABLA N° 27 que el diámetro mínimo de la polea del motor es
correcta.
Cálculo de la longitud de la faja
La distancia entre centros mínimo la calculamos con
"2,9
2
6,336,7
49)- 4 ( ............................................................ 2
3
≥
+≥
+≥
C
xC
dDC
Por la geometría del diseño asumimos una distancias de C= 500 mm
"584,1469
)44,9104,193(65,15002
50)- 4 ( ........................................... )(65,12
==
++=
++=
mmL
xL
dDCL
202
De la TABLA N° 24 seleccionamos faja A58 cuya longitud de paso
es 59.3” y factor por longitud de faja KL= 0,97
Recalculamos la distancia entre centros
51) - 4 ( .................................... 4
)(_)(
22
2
CdDdDCL −
+++=π
Remplazando valores
mmC
CC
23,527"7572,20
4
)"6,3"6.7()"6,3"6,7(
22"3,59
2
==
−+++=
π
Potencia de la faja
Factor por ángulo de contacto
De la TABLA N° 25
19,0=−C
dD
Interpolando
972,0=θk
203
Factor de corrección por longitud de faja
De TABLA N° 24 obtenemos
97,0=Lk
Potencia que puede transmitir la faja
Con polea del motor 3,6” y la velocidad 787,5 rpm de la TABLA N°
28.
600 0,90
787,5 Pfaja
800 1,13
interpolando
HPp faja 115,1=
Potencia adicional por relación de transmisión
De la TABLA N° 29
Con Rt = 2,1
204
HPp
xP
xRPMp
adiconal
adicional
adicional
11326,0
100
70001618,0
52) - 4 ( ............................................. 100
01618,0
=
=
=
Potencia real de la faja
Aplicamos la fórmula
HPP
xP
xKxKPPP
fajaladereal
fajaladereal
Ladicionalfajafajaladereal
158,1
97,0972,0)11326.0115,1(
53) - 4 ( ............................ )(
=
+=
+= θ
Numero de fajas
7,0
158,1
9,0
) 54 - 4 ( .................................................. faja la de
=°
=°
=°
FajasN
FajasN
PP
FajasNreal
diseño
Utilizamos 01 faja A58
205
Dimensiones de la polea
En la página 200, las dimensiones de la polea son:
Diámetro de la polea conducida= 7.6”
Diámetro de la polea motriz = 3.6”
De la TABLA N° 30 como el diámetro de polea mayor es de 7,6”
(193,04) y es mayor que 170 mm corresponde un ángulo de 38°.
Fig. 4.70
244
CAPITULO V
CÀLCULO Y SELECCIÒN DE COMPONENTES ELÈCTRICOS
5.1 INTRODUCCIÓN
El diseño del módulo contempla un sistema eléctrico constituido por un motor
eléctrico trifásico de inducción tipo jaula de ardilla, un tablero eléctrico en el cual
se encuentran componentes eléctricos del sistema como el guarda motor,
contactor, pulsadores, amperímetro, voltímetro etc. La selección de los
componentes se hace del Manual y Catalogo del Electricista de SCHNEIDER
ELECTRIC PERU
Es importante en el diseño contar con varias velocidades del motor por el cual
consideramos colocar un variador de velocidad.
5.2 DIMENSIONES DEL PANEL ELÉCTRICO
El panel eléctrico tiene un bastidor independiente de la máquina el cual puede
estar acoplado al módulo o puede retirarse de él, la figura 4.61 muestra las
dimensiones y los componentes en el tablero.
245
Fig. 5.1 Panel eléctrico
5.3 SISTEMA ELÉCTRICO
La figura 4.62 muestra el esquema eléctrico que tiene el módulo, la selección de
los componentes se realizan en el siguiente acápite.
Fig. 5.2 Sistema eléctrico del módulo
Variador de velocidad
Pulsador verde
Pulsador rojo
Voltímetro
Tacómetro digital
Contador digital
1000
300
246
5.4 SELECCIÓN DE COMPONENTES ESTANDAR
Selección del motor
De acuerdo a los cálculos establecidos en el capítulo IV (página 205)
Seleccionamos del catálogo DELCROSA-EBERLE
Motor trifásico, asíncrono de inducción, rotor con jaula de ardilla.
Carcasa 71b IEC
Dimensiones de acuerdo a IEC 72
Potencia 0,75 HP
Tensión 220/380V
Frecuencia 60Hz
Velocidad 1680 rpm
Protección mecánica IP 55
Número de polos 4
Aislación Clase F
Servicio S1
Marca DELCROSA - EBERLE
247
Selección del guarda motor
In = 1.60 Ia= 8,00
ID ≥ In
De la TABLA N° 31. Schneider Electric Perú. Seleccionamos para una potencia
de 0,75 HP y 380V con Ie =1,6 el guarda motor GV2-ME06 Con un ajuste de
1A-1,6A
Selección del contactor
De la TABLA N° 31. Schneider Electric Perú. Seleccionamos para una potencia
de 0,75 HP y 380V contactor LC1-D09
Selección del variador
De la TABLA N° 32. Schneider Electric Perú .Seleccionamos para una potencia
de 1HP, 380 V
Variador ATV-28HU18N4
Selección del tipo de conductor
De la TABLA N° 33 Schneider Electric Perú. Seleccionamos para una potencia
de 0,75 HP , 380V
IN= 1,6 Conductor calibre 14 AWG-MCM tipo NLT 3x1,5
248
Selección de pulsadores
De LA TABLA N° 34
Pulsador color verde XB4-BA31
Pulsador color rojo XB4-BA42
Circuito eléctrico
Fig. 4.3 Sistema eléctrico del módulo
218
CAPITULO VI
EVALUACIÓN ECONOMICA
La evaluación económica es el costo total del módulo, algunos elementos o
componentes tienen precios establecidos en tiendas comerciales, otros
componentes tiene que el agregado de las mano de obra y son ejecutados en
talleres.
En promedio la mano de obra es del 50% a 60% del costo de material, los
precios que se muestran han sido consultados en diferentes talleres de la
ciudad de Iquitos.
6.1 COSTOS
Para el costo seccionamos el módulo en 5 sistemas, cada sistema tiene una
cantidad de elementos que vienen de fábrica y elementos que se tienen que
fabricar incrementándose la mano de obra
Bastidor
Consideramos el costo de la cantidad de matrial en el caso del tubo cuadrado
y angulares, en el caso de la plancha y cartela se considera el costo según sus
medidas tomando como referencia el costo de una plancha entera de 1,20 m
x2,40m
250
Placa porta-rodajes
Se considera para los eje el costo de fabricación incluido la mano de obra y la
plancha porta-rodajes se considera el costo según sus medidas tomando como
referencia el costo de una plancha entera de 1,20 m x2,40m
Sistema de movimiento horizontal
En el caso del vástago, pines, ejes y bocinas se considera el costo de
fabricación (material y mano de obra)
Sistema de transmisión
En el caso de los ejes, soporte de chumaceras, engranajes, piñones, poleas y
bocinas topes se considera el costo de fabricación (material y mano de obra)
Los componentes tales como anillos de retención, tuercas, arandelas, pernos
son cotizados directamente en tiendas comerciales
Sistema eléctrico
Los componentes eléctricos son cotizados directamente en tiendas
comerciales.
A continuación se muestra el costo total de cada sistema
Costos referenciales
Plancha de 1/2" acero ASTM A36 1,2mx2,4m S/. 840Plancha de 1/4" acero ASTM A36 1,2mx2,4m S/. 450Eje de acero SAE 1045 por metro S/. 220 Plancha de acero 1mx0,5mx50mm S/. 800
SISTEMA DESCRIPCIÓNMATERIAL
NORMAUnidad Cantidad
Costo Unitario (S/.)
Costo total (S/.)
SOPORTE DE CARRIL ANGULAR 2"x2"x1/4 ASTM A36 6m 1 91 91TUBOS DE 3"X3"X4mm/ 6m ASTM A36 6m 3.5 174 609PLANCHA PORTAMOTOR 670X300X1/4" ASTM A36 Unid. 1 30 30CARTELA ASTM A36 Unid. 4 10 40
770
PERNO DE CABEZA HEXAGONAL M12X110 DIN 7990 Unid. 10 9.5 95RODAMIENTO RÍGIDO DE BOLAS 6013 DIN 625 Unid. 1 120 120EJE DE RODAMIENTO 6013 SAE 1045 Unid. 1 30 30RODAMIENTO RÍGIDO DE BOLAS 6307 DIN 625 Unid. 1 50 50EJE DE RODAMIENTO 6307 SAE 1045 Unid. 1 30 30RODAMIENTO CONICO 30310 DIN 720 Unid. 1 113 113EJE DE RODAMIENTO 30310 SAE 1045 Unid. 1 30 30RODAMIENTO OSCILANTE DE RODILLOS 20308K DIN 635 Unid. 1 0PLANCHA PORTA RODAJES 974,6X506X12,7 ASTM A36 Unid. 1 134 134EJE DE RODAMIENTO 20308K SAE 1045 Unid. 1 30 30
632
BASTIDOR
PLACA PORTA-RODAJES
SISTEMA DESCRIPCIÓNMATERIAL
NORMAUnidad Cantidad
Costo Unitario (S/.)
Costo total (S/.)
CARRIL CANAL EN U 3"X 5Lb/pie ASTM A36 6m 1 170 170PLATINA 3/16X1/2X1000 ASTM A36 6m 1 30 30BASE HORIZONTAL 400x200 ASTM A36 Unid. 1 30 30PERNOS HEXAGONALES M12X25 Unid. 6 2.5 15PIN ESLABÓN - CARRITO SAE 1045 Unid. 1 30 30ANILLO DE RETENCIÓN f 20x1,2 DIN 471 Unid. 4 1.5 6RODAMIENTO DE BOLAS 6304 DIN 625 Unid. 4 18 72PIN ESLABÓN - VÁSTAGO SAE 1045 Unid. 1 30 30ANILLO DE RETENCIÓN f 24x1,2 DIN 471 Unid. 1 2 2BOCINA MAYOR DEL ESLABÓN BRONCE Unid. 1 30 30BOCINA MENOR DEL ESLABÓN BRONCE Unid. 1 30 30VÁSTAGO ASTM A36 Unid. 1 80 80BOCINA DE PIVOTE DE VÁSTAGO BRONCE Unid. 1 30 30PIN DE SOPORTE DE VÁSTAGO SAE 1045 Unid. 1 30 30EJE DE CARRITO SAE 1046 Unid. 2 50 100SOPORTE INFERIOR DE VÁSTAGO 253x90 ASTM A36 Unid. 1 50 50
735
SISTEMA DESCRIPCIÓNMATERIAL
NORMAUnidad Cantidad
Costo Unitario (S/.)
Costo total (S/.)
CHUMACERA TIPO BRIDA DE 2 PERNOS Unid. 2 40 80PERNO DE CABEZA HEXAGONAL M12X50 Unid. 4 5.2 20.8TOPE DE PIÑON BRONCE Unid. 1 30 30PIÑON 18 DIENTES m 5,5 ASTM A36 Unid. 1 200 200EJE INTERMEDIO SAE 1045 Unid. 1 100 100PLACA DE ANCLAJE ASTM A36 Unid. 6 10 60RUEDA DE SALIDA AVCL 140 Unid. 1 900 900PIN REGULADOR DE CARRERA SAE 1045 Unid. 1 50 50
SISTEMA DE MOVIMIENTO HORIZONTAL
TUERCA M24X1,5 DIN 1804 Unid. 2 5 10TUERCA M24X1,5 DIN 912 Unid. 8 1.2 9.6TOPE DE RUEDA DE SALIDA BRONCE Unid. 1 40 40RUEDA C VCL 140 Unid. 1 300 300EJE DE SALIDA SAE 1045 Unid. 1 100 100CHUMACERA TIPO BRIDA DE 4 PERNOS Unid. 2 50 100CHUMACERA DE PIE Unid. 2 50 100PERNO CABEZA HEXAGONAL M12X110 Unid. 4 9.5 38PERNOS HEXAGONALES M12X110 Unid. 6 9.5 57PLACA SOPORTE PARA CHUMACERA TIPO BRIDA 4PERNOS ASTM A36 Unid. 2 50 100PERNOS ALLEN M12X45 Unid. 8 2.7 21.6EJE DE ENTRADA SAE 1045 Unid. 1 100 100ANILLO DE SUJECIÓN f 30x1,5 Unid. 1 3.6 3.6PIÑON D 40 DIENTES m 3 VCL 140 Unid. 1 200 200TUERCA HEXAGONAL M12 Unid. 6 0.8 4.8ARANDELA PLANA f 13x2 Unid. 6 0.5 3RODAMIENTO DE BOLAS DE CONTACTO ANGULAR 7307B Unid. 1 110 110EJE DE RODAMIENTO 7307B SAE 1045 Unid. 1 30 30RODAMIENTO AXIAL DE BOLAS 51206 Unid. 1 63 63EJE DE RODAMIENTO 51206 SAE 1045 Unid. 1 30 30ANILLO DE SUJECIÓN f 35x1,5 Unid. 1 3.6 3.6ARANDELA PLANA f 25x4 Unid. 1 1.5 1.5ANILLO DE SUJECIÓN f 35x1,5 Unid. 1 3.6 3.6POLEA MAYOR ALUMNIO Unid. 1 80 80POLEA DEL MOTOR ALUMNIO Unid. 1 40 40FAJA TRAPEZOIDAL A58" Unid. 1 22 22PLACA SOPORTE PARA CHUMACERA TIPO BRIDA 2PERNOS ASTM A36 Unid. 1 50 50
3062.1
SISTEMA DESCRIPCIÓNMATERIAL
NORMAUnidad Cantidad
Costo Unitario (S/.)
Costo total (S/.)
MOTOR DE 0,75 HP-380V TRIFASICO 4 POLOS 1680 RPM Unid. 1 369 369
SISTEMA DE TRANSMISION
GUARDAMOTOR GV2-ME06 Unid. 1 68 68CONTACTOR TRIFÁSICO LC1-D09 Unid. 1 85 85VARIADOR DE VELOCIDAD PARA 1HP-380V ATV-28HU18N4 Unid. 1 1200 1200CONDUCTOR 14 AWG TIPO NLT 3X1,5 m 10 4 40PULSADOR VERDE DE MARCHA XB4-BA31 Unid. 1 15 15PULSADOR ROJO DE PARADA XB4-BA42 Unid. 1 15 15
1792
COSTO TOTAL DEL MODULO S/. 6991
SISTEMA ELECTRICO
255
CONCLUSIONES
Al término del diseño del módulo podemos llegar a las siguientes conclusiones:
1. El diseño de esta máquina se concibe por una necesidad de cubrir un vacío en
la ejecución de tareas para la formación técnica de alumnos de la carrera de
mecánica de mantenimiento del Senati – Zonal Loreto.
2. El diseño del módulo está concebido para la educación técnica de alumnos de
mecánica y carreras afines. Es decir pueden hacer trabajos reales de
mantenimiento mecánico, cálculos de velocidades, conocer elementos
mecánicos y la función que cumplen, trabajar con tolerancias y ajustes.
3. El diseño permite aplicar tecnología propia porque la ejecución de fabricación
en una etapa posterior se hace con talleres propios del Senati y la
participación activa de los propios alumnos según el semestre que cursan.
4. El diseño permite que este módulo pueda ser desmontado totalmente que es
uno de los objetivos para las tareas de montaje y desmontaje. Así mismo
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permite ver los elementos de máquina y el movimiento de los sistemas de
transmisión.
5. El diseño del módulo contempla varias velocidades en los sistemas de
transmisión ya que el motor es controlado por un variador de velocidad, esto
permite hacer cálculos de velocidades en los engranajes, poleas, etc.
6. Dentro de la ejecución de tareas el módulo puede ser utilizado hasta por tres
estudiantes.
7. El diseño permite realizar ampliaciones en su diseño.
8. Con este diseño aporto significativamente a la educación técnica de jóvenes
que se forman en estas carreras, y lograr habilidades y destrezas para cumplir
satisfactoriamente los requerimientos de su puesto de trabajo.
9. El diseño del módulo contempla la seguridad en el manejo ya que esta está
provista de guardas.
10. El diseño contempla la economía para su posterior fabricación, ya que sus
componentes se fabrican en máquinas herramientas y procesos de soldado.
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